WO2018078816A1 - 可変バルブタイミング機構付エンジン - Google Patents

可変バルブタイミング機構付エンジン Download PDF

Info

Publication number
WO2018078816A1
WO2018078816A1 PCT/JP2016/082149 JP2016082149W WO2018078816A1 WO 2018078816 A1 WO2018078816 A1 WO 2018078816A1 JP 2016082149 W JP2016082149 W JP 2016082149W WO 2018078816 A1 WO2018078816 A1 WO 2018078816A1
Authority
WO
WIPO (PCT)
Prior art keywords
vvt
exhaust
intake
advance
chambers
Prior art date
Application number
PCT/JP2016/082149
Other languages
English (en)
French (fr)
Inventor
西本　敏朗
荒木　啓二
Original Assignee
マツダ株式会社
Priority date (The priority date is an assumption and is not a legal conclusion. Google has not performed a legal analysis and makes no representation as to the accuracy of the date listed.)
Filing date
Publication date
Application filed by マツダ株式会社 filed Critical マツダ株式会社
Priority to EP16919871.0A priority Critical patent/EP3511538B1/en
Priority to CN201680090105.8A priority patent/CN109844269A/zh
Priority to JP2018547046A priority patent/JP6787405B2/ja
Priority to PCT/JP2016/082149 priority patent/WO2018078816A1/ja
Priority to US16/344,547 priority patent/US10787938B2/en
Publication of WO2018078816A1 publication Critical patent/WO2018078816A1/ja

Links

Images

Classifications

    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F01—MACHINES OR ENGINES IN GENERAL; ENGINE PLANTS IN GENERAL; STEAM ENGINES
    • F01L—CYCLICALLY OPERATING VALVES FOR MACHINES OR ENGINES
    • F01L1/00—Valve-gear or valve arrangements, e.g. lift-valve gear
    • F01L1/34—Valve-gear or valve arrangements, e.g. lift-valve gear characterised by the provision of means for changing the timing of the valves without changing the duration of opening and without affecting the magnitude of the valve lift
    • F01L1/344—Valve-gear or valve arrangements, e.g. lift-valve gear characterised by the provision of means for changing the timing of the valves without changing the duration of opening and without affecting the magnitude of the valve lift changing the angular relationship between crankshaft and camshaft, e.g. using helicoidal gear
    • F01L1/3442—Valve-gear or valve arrangements, e.g. lift-valve gear characterised by the provision of means for changing the timing of the valves without changing the duration of opening and without affecting the magnitude of the valve lift changing the angular relationship between crankshaft and camshaft, e.g. using helicoidal gear using hydraulic chambers with variable volume to transmit the rotating force
    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F01—MACHINES OR ENGINES IN GENERAL; ENGINE PLANTS IN GENERAL; STEAM ENGINES
    • F01L—CYCLICALLY OPERATING VALVES FOR MACHINES OR ENGINES
    • F01L1/00—Valve-gear or valve arrangements, e.g. lift-valve gear
    • F01L1/02—Valve drive
    • F01L1/022—Chain drive
    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F01—MACHINES OR ENGINES IN GENERAL; ENGINE PLANTS IN GENERAL; STEAM ENGINES
    • F01L—CYCLICALLY OPERATING VALVES FOR MACHINES OR ENGINES
    • F01L1/00—Valve-gear or valve arrangements, e.g. lift-valve gear
    • F01L1/02—Valve drive
    • F01L1/026—Gear drive
    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F01—MACHINES OR ENGINES IN GENERAL; ENGINE PLANTS IN GENERAL; STEAM ENGINES
    • F01L—CYCLICALLY OPERATING VALVES FOR MACHINES OR ENGINES
    • F01L1/00—Valve-gear or valve arrangements, e.g. lift-valve gear
    • F01L1/20—Adjusting or compensating clearance
    • F01L1/22—Adjusting or compensating clearance automatically, e.g. mechanically
    • F01L1/24—Adjusting or compensating clearance automatically, e.g. mechanically by fluid means, e.g. hydraulically
    • F01L1/2405—Adjusting or compensating clearance automatically, e.g. mechanically by fluid means, e.g. hydraulically by means of a hydraulic adjusting device located between the cylinder head and rocker arm
    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F02—COMBUSTION ENGINES; HOT-GAS OR COMBUSTION-PRODUCT ENGINE PLANTS
    • F02B—INTERNAL-COMBUSTION PISTON ENGINES; COMBUSTION ENGINES IN GENERAL
    • F02B63/00—Adaptations of engines for driving pumps, hand-held tools or electric generators; Portable combinations of engines with engine-driven devices
    • F02B63/06—Adaptations of engines for driving pumps, hand-held tools or electric generators; Portable combinations of engines with engine-driven devices for pumps
    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F02—COMBUSTION ENGINES; HOT-GAS OR COMBUSTION-PRODUCT ENGINE PLANTS
    • F02B—INTERNAL-COMBUSTION PISTON ENGINES; COMBUSTION ENGINES IN GENERAL
    • F02B67/00—Engines characterised by the arrangement of auxiliary apparatus not being otherwise provided for, e.g. the apparatus having different functions; Driving auxiliary apparatus from engines, not otherwise provided for
    • F02B67/04—Engines characterised by the arrangement of auxiliary apparatus not being otherwise provided for, e.g. the apparatus having different functions; Driving auxiliary apparatus from engines, not otherwise provided for of mechanically-driven auxiliary apparatus
    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F01—MACHINES OR ENGINES IN GENERAL; ENGINE PLANTS IN GENERAL; STEAM ENGINES
    • F01L—CYCLICALLY OPERATING VALVES FOR MACHINES OR ENGINES
    • F01L1/00—Valve-gear or valve arrangements, e.g. lift-valve gear
    • F01L1/12—Transmitting gear between valve drive and valve
    • F01L1/18—Rocking arms or levers
    • F01L1/185—Overhead end-pivot rocking arms
    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F01—MACHINES OR ENGINES IN GENERAL; ENGINE PLANTS IN GENERAL; STEAM ENGINES
    • F01L—CYCLICALLY OPERATING VALVES FOR MACHINES OR ENGINES
    • F01L1/00—Valve-gear or valve arrangements, e.g. lift-valve gear
    • F01L1/02—Valve drive
    • F01L1/04—Valve drive by means of cams, camshafts, cam discs, eccentrics or the like
    • F01L1/047—Camshafts
    • F01L2001/0476—Camshaft bearings
    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F01—MACHINES OR ENGINES IN GENERAL; ENGINE PLANTS IN GENERAL; STEAM ENGINES
    • F01L—CYCLICALLY OPERATING VALVES FOR MACHINES OR ENGINES
    • F01L1/00—Valve-gear or valve arrangements, e.g. lift-valve gear
    • F01L1/02—Valve drive
    • F01L1/04—Valve drive by means of cams, camshafts, cam discs, eccentrics or the like
    • F01L1/047—Camshafts
    • F01L1/053—Camshafts overhead type
    • F01L2001/0537—Double overhead camshafts [DOHC]
    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F01—MACHINES OR ENGINES IN GENERAL; ENGINE PLANTS IN GENERAL; STEAM ENGINES
    • F01L—CYCLICALLY OPERATING VALVES FOR MACHINES OR ENGINES
    • F01L1/00—Valve-gear or valve arrangements, e.g. lift-valve gear
    • F01L1/34—Valve-gear or valve arrangements, e.g. lift-valve gear characterised by the provision of means for changing the timing of the valves without changing the duration of opening and without affecting the magnitude of the valve lift
    • F01L1/344—Valve-gear or valve arrangements, e.g. lift-valve gear characterised by the provision of means for changing the timing of the valves without changing the duration of opening and without affecting the magnitude of the valve lift changing the angular relationship between crankshaft and camshaft, e.g. using helicoidal gear
    • F01L1/3442—Valve-gear or valve arrangements, e.g. lift-valve gear characterised by the provision of means for changing the timing of the valves without changing the duration of opening and without affecting the magnitude of the valve lift changing the angular relationship between crankshaft and camshaft, e.g. using helicoidal gear using hydraulic chambers with variable volume to transmit the rotating force
    • F01L2001/34423—Details relating to the hydraulic feeding circuit
    • F01L2001/34426—Oil control valves
    • F01L2001/3443—Solenoid driven oil control valves
    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F01—MACHINES OR ENGINES IN GENERAL; ENGINE PLANTS IN GENERAL; STEAM ENGINES
    • F01L—CYCLICALLY OPERATING VALVES FOR MACHINES OR ENGINES
    • F01L1/00—Valve-gear or valve arrangements, e.g. lift-valve gear
    • F01L1/34—Valve-gear or valve arrangements, e.g. lift-valve gear characterised by the provision of means for changing the timing of the valves without changing the duration of opening and without affecting the magnitude of the valve lift
    • F01L1/344—Valve-gear or valve arrangements, e.g. lift-valve gear characterised by the provision of means for changing the timing of the valves without changing the duration of opening and without affecting the magnitude of the valve lift changing the angular relationship between crankshaft and camshaft, e.g. using helicoidal gear
    • F01L1/3442—Valve-gear or valve arrangements, e.g. lift-valve gear characterised by the provision of means for changing the timing of the valves without changing the duration of opening and without affecting the magnitude of the valve lift changing the angular relationship between crankshaft and camshaft, e.g. using helicoidal gear using hydraulic chambers with variable volume to transmit the rotating force
    • F01L2001/3445—Details relating to the hydraulic means for changing the angular relationship
    • F01L2001/34453—Locking means between driving and driven members
    • F01L2001/34473—Lock movement perpendicular to camshaft axis
    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F01—MACHINES OR ENGINES IN GENERAL; ENGINE PLANTS IN GENERAL; STEAM ENGINES
    • F01L—CYCLICALLY OPERATING VALVES FOR MACHINES OR ENGINES
    • F01L1/00—Valve-gear or valve arrangements, e.g. lift-valve gear
    • F01L1/34—Valve-gear or valve arrangements, e.g. lift-valve gear characterised by the provision of means for changing the timing of the valves without changing the duration of opening and without affecting the magnitude of the valve lift
    • F01L1/344—Valve-gear or valve arrangements, e.g. lift-valve gear characterised by the provision of means for changing the timing of the valves without changing the duration of opening and without affecting the magnitude of the valve lift changing the angular relationship between crankshaft and camshaft, e.g. using helicoidal gear
    • F01L2001/34486—Location and number of the means for changing the angular relationship
    • F01L2001/34496—Two phasers on different camshafts
    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F01—MACHINES OR ENGINES IN GENERAL; ENGINE PLANTS IN GENERAL; STEAM ENGINES
    • F01L—CYCLICALLY OPERATING VALVES FOR MACHINES OR ENGINES
    • F01L13/00—Modifications of valve-gear to facilitate reversing, braking, starting, changing compression ratio, or other specific operations
    • F01L13/0005—Deactivating valves
    • F01L2013/001—Deactivating cylinders
    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F01—MACHINES OR ENGINES IN GENERAL; ENGINE PLANTS IN GENERAL; STEAM ENGINES
    • F01L—CYCLICALLY OPERATING VALVES FOR MACHINES OR ENGINES
    • F01L2250/00—Camshaft drives characterised by their transmission means
    • F01L2250/02—Camshaft drives characterised by their transmission means the camshaft being driven by chains
    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F01—MACHINES OR ENGINES IN GENERAL; ENGINE PLANTS IN GENERAL; STEAM ENGINES
    • F01L—CYCLICALLY OPERATING VALVES FOR MACHINES OR ENGINES
    • F01L2305/00—Valve arrangements comprising rollers
    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F01—MACHINES OR ENGINES IN GENERAL; ENGINE PLANTS IN GENERAL; STEAM ENGINES
    • F01L—CYCLICALLY OPERATING VALVES FOR MACHINES OR ENGINES
    • F01L2800/00—Methods of operation using a variable valve timing mechanism
    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F01—MACHINES OR ENGINES IN GENERAL; ENGINE PLANTS IN GENERAL; STEAM ENGINES
    • F01L—CYCLICALLY OPERATING VALVES FOR MACHINES OR ENGINES
    • F01L2800/00—Methods of operation using a variable valve timing mechanism
    • F01L2800/05—Timing control under consideration of oil condition
    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F01—MACHINES OR ENGINES IN GENERAL; ENGINE PLANTS IN GENERAL; STEAM ENGINES
    • F01L—CYCLICALLY OPERATING VALVES FOR MACHINES OR ENGINES
    • F01L2810/00—Arrangements solving specific problems in relation with valve gears
    • F01L2810/02—Lubrication
    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F01—MACHINES OR ENGINES IN GENERAL; ENGINE PLANTS IN GENERAL; STEAM ENGINES
    • F01L—CYCLICALLY OPERATING VALVES FOR MACHINES OR ENGINES
    • F01L2820/00—Details on specific features characterising valve gear arrangements
    • F01L2820/04—Sensors
    • F01L2820/041—Camshafts position or phase sensors

Definitions

  • the present invention relates to an engine with a variable valve timing mechanism.
  • VVT variable valve timing mechanism
  • Patent Document 1 a hydraulically operated VVT described in Patent Document 1 is known.
  • the VVT includes an advance chamber and a retard chamber defined by a housing that rotates in conjunction with the crankshaft of the engine and a vane body that rotates integrally with the camshaft.
  • the valve timing changes in the advance direction
  • the valve timing is retarded.
  • the hydraulically operated VVT is provided on both the intake side and the exhaust side.
  • the number of advance chambers is generally larger than the number of retard chambers.
  • valve overlap amount in which the valve opening period of the intake valve and the valve opening period of the exhaust valve overlap is increased in the low load to medium load operation range of the engine, the pumping loss is reduced and the fuel consumption of the engine is improved. It is known to be.
  • the discharge hydraulic pressure of the oil pump driven by the engine is set as low as possible.
  • the operating speed of the VVT is also limited according to the size of the hydraulic pressure that can be used.
  • a hydraulically operated valve stop mechanism that performs a reduced cylinder operation of the engine by stopping the operation of the intake valve and / or the exhaust valve of some cylinders of the engine in response to the oil pressure from the oil pump is provided. In this case, during the reduced cylinder operation, the operating speed of the VVT is limited so that the hydraulic pressure supplied from the oil pump to the valve stop mechanism does not fall below the hydraulic pressure necessary to maintain the valve stop state.
  • the valve overlap occurs during this transition transition period. It is difficult to increase the amount.
  • the intake-side and exhaust-side valve timings are retarded while the valve overlap amount remains small. I will let you. Therefore, the pumping loss is not reduced in the transition period, and the fuel consumption is deteriorated.
  • the deterioration of fuel consumption due to the pumping loss is further increased.
  • an object of the present invention is to reduce a pumping loss in a transition period in which the valve overlap amount is changed by the advance or retard angle of the valve timing while the hydraulic pressure at which the VVT can be used is limited.
  • the advance angle chamber and the retard angle chamber of each of the intake side VVT and the exhaust side VVT are configured so as to reduce the pumping loss in the transition period.
  • the engine with VVT disclosed herein includes an intake VVT that changes the phase angle of the intake camshaft with respect to the crankshaft, and an exhaust VVT that changes the phase angle of the exhaust camshaft with respect to the crankshaft.
  • Each of the intake VVT and the exhaust VVT is partitioned by a housing that rotates in conjunction with the crankshaft and a vane body that rotates integrally with each camshaft, and changes the phase angle in the advance direction by supplying hydraulic pressure.
  • a hydraulically actuated VVT having an advance chamber for changing the phase angle to a retard direction
  • the intake VVT has the same number of advance chambers or more than the number of retard chambers, and the exhaust VVT has more retard chambers than the advance chambers, or
  • the intake VVT has more advance chambers than the retard chambers, and the exhaust VVT has the same or more advance chambers as the advance chambers, It is characterized by.
  • the intake VVT has the same number of advance chambers as the number of retard chambers or more than that, and the exhaust VVT has the number of retard chambers described above.
  • “More than the number of advance chambers” means that the advance speed is not slowed on the intake side, and the retard speed is made faster on the exhaust side.
  • the number of advance chambers is the same as or greater than the number of retard chambers in the intake VVT, and the number of advance chambers is less than the number of retard chambers in the exhaust VVT.
  • the advance angle speed can be made faster than the advance angle speed on the exhaust side. Therefore, in the transition period in which the opening / closing timing (valve timing) of the intake valve and the exhaust valve is advanced to switch from a state where the valve overlap amount is large to a small state, the intake side advance speed is made higher than the exhaust side advance speed. Thus, the state where the valve overlap amount is large can be continued for a while. Therefore, an increase in pumping loss can be suppressed and fuel consumption can be improved.
  • the number of retarding chambers is larger than the number of retarding chambers. This makes it possible to further increase the retarding speed. Therefore, in the transition period when the valve timing of the intake and exhaust valves is retarded to switch from a small valve overlap amount to a large state, the exhaust side retarding speed is made faster than the intake side retarding speed to The amount of lap can be increased quickly. Therefore, pumping loss can be reduced and fuel consumption can be improved.
  • the intake VVT has a larger number of advance chambers than the number of retard chambers
  • the exhaust VVT has the number of retard chambers equal to the number of advance chambers.
  • the number of advance chambers is larger than the number of retard chambers in the intake VVT, and the number of advance chambers is the same as or less than the number of retard chambers in the exhaust VVT.
  • the advance angle speed on the intake side can be made higher than the advance speed on the exhaust side. Therefore, in the transition period when the valve overlap amount is switched from a large state to a small state by advancing the opening / closing timing of the intake and exhaust valves, the state where the valve overlap amount is large is continued for a while, thereby increasing the pumping loss. This can suppress fuel consumption and improve fuel efficiency.
  • this case includes the case where the number of retarded chambers of the exhaust VVT is the same as the number of advanced chambers.
  • the urging force of the valve spring works in a retarded direction with respect to the exhaust camshaft. Therefore, the valve overlap amount is small by retarding the opening / closing timing of the intake valve and the exhaust valve. In the transition period when switching from the state to the large state, the exhaust-side retarded angular velocity can be made faster than the intake-side retarded angular velocity, thereby quickly increasing the valve overlap amount. Therefore, pumping loss can be reduced and fuel consumption can be improved.
  • it comprises transmission means for driving the housing of the intake VVT and the housing of the exhaust VVT to rotate in opposite directions by the crankshaft,
  • the number of advance chambers of the intake VVT and the number of retard chambers of the exhaust VVT are the same, and the number of retard chambers of the intake VVT and the advance chamber of the exhaust VVT are the same.
  • the fact that the housing of the intake VVT and the housing of the exhaust VVT rotate in opposite directions means the following.
  • a hydraulically operated VVT having a first working chamber for rotating the vane body in one direction and a second working chamber for rotating the vane body in the other direction is adopted as the intake VVT
  • the first operation is performed.
  • the chamber is an advanced chamber and the second working chamber is a retarded chamber
  • the hydraulically operated VVT is adopted as the exhaust VVT
  • the first working chamber becomes a retarded chamber as opposed to the intake VVT.
  • the second working chamber becomes an advance chamber.
  • the number of advance chambers of intake VVT and the number of retard chambers of exhaust VVT are the same, and the number of retard chambers of intake VVT and the number of advance chambers of exhaust VVT are the same.
  • the housing of the intake VVT and the housing of the exhaust VVT are rotated in opposite directions. Accordingly, it is possible to employ a hydraulically operated VVT having the same structure for each of the intake VVT and the exhaust VVT. Therefore, there is no need to provide a dedicated hydraulically operated VVT for each of the intake VVT and the exhaust VVT, which is advantageous in reducing the manufacturing cost.
  • the engine accessory includes a high-pressure fuel pump that supplies fuel to the combustion chamber of the engine,
  • the intake VVT has a larger number of advance chambers than the number of retard chambers,
  • a cam portion for driving the fuel pump is provided on the intake camshaft.
  • the cam shaft When a fuel pump is cam-driven by a cam shaft, the cam shaft has a large rotational load in the advance direction.
  • the fuel pump is cam-driven by the intake camshaft. This facilitates stable operation of the fuel pump without hindering the opening / closing of the intake valve and the change of the opening / closing timing. Further, since the fuel pump can be easily arranged on the intake side of the engine, it is advantageous in terms of safety.
  • the number of advance chambers of the intake VVT is equal to or larger than the number of retard chambers
  • the number of retard chambers of the exhaust VVT is made larger than the number of advance chambers and the advance of the intake VVT is increased.
  • the number of corner chambers is made larger than the number of retarding chambers
  • the number of retarding chambers of the exhaust VVT is made equal to or larger than the number of advancement chambers, so that the opening and closing timings of the intake and exhaust valves are advanced.
  • the state in which the valve overlap amount is large can be continued for a while, and the valve overlap amount can be retarded by retarding the opening and closing timings of the intake and exhaust valves.
  • the valve overlap amount can be quickly increased. Therefore, while the hydraulic pressure at which the intake VVT and the exhaust VVT can be used is limited, the pumping loss during the transition period in which the valve overlap amount is changed by the advance angle or delay angle of the opening / closing timing can be reduced, and the fuel efficiency can be reduced. It becomes advantageous for improvement.
  • Sectional drawing which shows schematic structure of an engine with VVT.
  • Sectional drawing which shows the structure and operating state of a valve stop mechanism.
  • the top view which shows the outline of the arrangement structure of the engine apparatus goods in connection with VVT.
  • the side view which shows typically the drive system of intake / exhaust VVT and an intake / exhaust cam.
  • Sectional drawing which shows the relationship between exhaust VVT and a hydraulic control valve.
  • FIG. 3 is a control block diagram of exhaust VVT.
  • the graph which shows the example of a change of the opening-and-closing timing which changes from a state with a large valve overlap amount to a small state.
  • the graph which shows the example of a change of the opening-and-closing timing which changes from a state with a small valve overlap amount to a large state.
  • An engine 2 shown in FIG. 1 is, for example, an in-line four-cylinder gasoline engine in which first to fourth cylinders are sequentially arranged in series in a direction perpendicular to the plane of FIG. 1, and is mounted on a vehicle such as an automobile. .
  • a head cover 3, a cylinder head 4, a cylinder block 5, a crankcase (not shown), and an oil pan 6 (see FIG. 10) are connected vertically.
  • a piston 8 slidable in each of four cylinder bores 7 formed in the cylinder block 5 and a crankshaft 9 rotatably supported by the crankcase are connected by a connecting rod 10.
  • a combustion chamber 11 is formed for each cylinder by the cylinder bore 7, piston 8, and cylinder head 4 of the cylinder block 5.
  • the cylinder head 4 is provided with an intake port 12 and an exhaust port 13 that open to the combustion chamber 11 respectively.
  • An intake valve 14 and an exhaust valve 15 that open and close the intake port 12 and the exhaust port 13 are disposed.
  • the intake valve 14 and the exhaust valve 15 are urged in the closing direction (upward in FIG. 1) by valve springs 16 and 17, respectively.
  • Cam followers 20a and 21a that are rotatably provided substantially at the center of the swing arms 20 and 21 are pushed downward by cam portions 18a and 19a provided on the outer circumferences of the intake cam shaft 18 and the exhaust cam shaft 19, respectively.
  • the swing arms 20 and 21 swing around the top of the pivot mechanism 25a provided on one end side of each swing arm.
  • the intake valve 14 and the exhaust valve 15 are pushed downward against the urging force of the valve springs 16, 17 to open.
  • the valve clearance is hydraulically applied.
  • a known hydraulic lash adjuster 24 hereinafter referred to as HLA 24 using the abbreviation of Hydraulic Lash Adjuster.
  • HLA 24 is shown only in FIG.
  • the HLA 25 with a valve stop mechanism having a pivot mechanism 25a is provided for the swing arms 20 and 21 of the first cylinder and the fourth cylinder located at both ends of the engine 2 in the cylinder row direction.
  • the pivot mechanism 25a of the HLA 25 with a valve stop mechanism is configured such that the valve clearance can be automatically adjusted to zero by hydraulic pressure, similar to the HLA 24 described above.
  • the valve stop mechanism of the HLA 25 is the intake / exhaust valve 14 of the first cylinder and the fourth cylinder at the time of the reduced cylinder operation in which the operation of the first cylinder and the fourth cylinder which are some cylinders of the engine 2 is stopped.
  • mounting holes 26 and 27 for inserting and mounting the lower end portion of the HLA 25 with a valve stop mechanism are provided in portions on the intake side and the exhaust side corresponding to the first and fourth cylinders.
  • a mounting hole for inserting and mounting the lower end portion of the HLA 24 is provided in portions on the intake side and the exhaust side corresponding to the second cylinder and the third cylinder in the cylinder head 4.
  • two oil passages (61, 63), (62, 64) communicating with the mounting holes 26, 27 for the HLA 25 with a valve stop mechanism are formed in the cylinder head 4.
  • the cylinder block 5 is provided with a main gallery 54 that extends in the cylinder row direction within the side wall on the exhaust side of the cylinder bore 7. Near the lower side of the main gallery 54, a piston cooling oil jet 28 communicating with the main gallery 54 is provided.
  • the oil jet 28 has a nozzle portion 28 a disposed on the lower side of the piston 8, and injects oil (engine oil) from the nozzle portion 28 a toward the back surface of the top portion of the piston 8.
  • the oil showers 29 and 30 formed of pipes are provided above the camshafts 18 and 19, respectively. Lubricating oil drops from the oil showers 29 and 30 onto the cam portions 18a and 19a of the cam shafts 18 and 19 and the contact portions of the swing arms 20 and 21 and the cam followers 20a and 21a located further below.
  • valve stop mechanism 25b stops the operation of at least one of the intake and exhaust valves 14 and 15 (both valves in this embodiment) of the first cylinder and the fourth cylinder, which are some cylinders of the engine 2. .
  • the valve stop mechanism 25b stops the opening / closing operations of the intake and exhaust valves 14 and 15 of the first cylinder and the fourth cylinder.
  • the valve stoppage of the valve stop mechanism 25b is released, and the intake and exhaust valves 14 and 15 of the first cylinder and the fourth cylinder are opened and closed.
  • the valve stop mechanism 25b is provided with a lock mechanism 250 that locks the operation of the pivot mechanism 25a.
  • the lock mechanism 250 includes a pair of lock pins 252 (lock members). Each lock pin 252 is provided so as to be able to enter and exit through a through-hole 251a formed at two locations facing each other in the radial direction of the side surface of the bottomed outer cylinder 251 that accommodates the pivot mechanism 25a slidably in the axial direction.
  • the pair of lock pins 252 is urged outward in the radial direction by a spring 253.
  • a lost motion spring 254 is provided between the inner bottom portion of the outer cylinder 251 and the bottom portion of the pivot mechanism 25a to press and urge the pivot mechanism 25a above the outer cylinder 251.
  • both lock pins 252 are resisted against the urging force of the spring 253. Are retreated inward in the radial direction of the outer cylinder 251 so as to approach each other. As a result, both lock pins 252 come out of the through hole 251a of the outer cylinder 251, so that the pivot mechanism 25a located above the lock pin 252 moves together with the lock pin 252 to the lower side in the axial direction of the outer cylinder 251 to stop the valve. It becomes a state.
  • valve springs 16 and 17 that bias the intake and exhaust valves 14 and 15 upward are configured to have a stronger biasing force than the lost motion spring 254 that biases the pivot mechanism 25a upward.
  • the cam portions 18a and 19a push the cam followers 20a and 21a downward by the rotation of the cam shafts 18 and 19, the tops of the intake and exhaust valves 14 and 15 become pivot points of the swing arms 20 and 21, respectively.
  • the pivot mechanism 25a is pushed downward against the urging force of the lost motion spring 254 while the intake and exhaust valves 14 and 15 are closed. Therefore, the cylinder reduction operation can be performed by bringing the lock pin 252 into the non-fitted state with respect to the through hole 251a by the hydraulic pressure.
  • the intake camshaft 18 and the exhaust camshaft 19 extend in the column direction of the cylinders 115.
  • An intake VVT 32 is provided at one end of the intake cam shaft 18, and an exhaust VVT 33 is provided at one end of the exhaust cam shaft 19.
  • Gears 101 and 102 that mesh with each other are fixed to a housing 201 (see FIGS. 5, 6, 8, and 9), which will be described later, of each of the intake VVT 32 and the exhaust VVT 33. Due to the engagement of the gears 101 and 102, the intake VVT 32 and the exhaust VVT 33 rotate in opposite directions together with the cam shafts 18 and 19.
  • a cam angle sensor 74 that detects the rotational phase of the camshafts 18 and 19 and detects the phase angle of the VVTs 32 and 33 based on the cam angles.
  • a pump cam 106 that drives a high-pressure fuel pump 81 that supplies fuel to the combustion chamber 11 of the engine 2 is provided at the other end of the intake camshaft 18.
  • the plunger 81 a of the fuel pump 81 is driven by the pump cam 106, and high-pressure fuel is supplied from the fuel pump 81 to the fuel injection valve that supplies fuel to the combustion chamber 11 of the engine 2.
  • a timing chain 108 is wound around a cam pulley (sprocket) 203 and a crankshaft pulley (sprocket) 9A fixed to the housing 201 of the exhaust VVT 33.
  • a cam pulley (sprocket) 203 and a crankshaft pulley (sprocket) 9A fixed to the housing 201 of the exhaust VVT 33.
  • an intermediate sprocket 111, a hydraulic chain tensioner 112, and a chain guide 113 are disposed.
  • the gears 101 and 102 and the timing chain 108 constitute transmission means for driving the housing 201 of the intake VVT 32 and the housing 201 of the exhaust VVT 33 to rotate in the opposite directions by the crankshaft 9.
  • FIG. 5 to 7 show the exhaust VVT 33.
  • FIG. 7 also shows an exhaust side hydraulic control valve 35 that controls the operation of the exhaust VVT 33 by hydraulic pressure.
  • the exhaust VVT 33 is hydraulically operated and has a substantially annular housing 201 and a vane body 202 accommodated in the housing 201.
  • the housing 201 is connected to a cam pulley 203 that rotates in synchronization with the crankshaft 9 so as to rotate integrally therewith, and rotates in conjunction with the crankshaft 9.
  • the vane body 202 has a plurality of vanes 202a and is coupled to the exhaust camshaft 19 by a fastening bolt 205 so as to be integrally rotatable as shown in FIG.
  • a plurality of advance chambers 207 and a plurality of retard chambers 208 defined by the housing 201 and the vane body 202 are formed inside the housing 201.
  • the advance chamber 207 and the retard chamber 208 are connected to an exhaust side hydraulic control valve (first direction switching valve) 35 via an advance side oil passage 211 and a retard side oil passage 212, respectively. It is connected.
  • the exhaust side hydraulic control valve 35 is connected to a variable displacement oil pump 36.
  • the exhaust camshaft 19 and the vane body 202 are respectively formed with an advance side passage 215 and a retard side passage 216 that constitute a part of the advance side oil passage 211 and the retard side oil passage 212.
  • FIG. 5 shows a state in which each vane 202a is held at the most retarded angle position with respect to the cam pulley 203, that is, with respect to the crankshaft 9, by the oil supplied through each retarded angle side passage 216.
  • FIG. 6 shows a state in which each vane 202 a is held at the most advanced angle position with respect to the cam pulley 203 by the oil supplied through each advanced angle side passage 215.
  • the advance side passage 215 extends radially from the vicinity of the center of the vane body 202 and is connected to each advance chamber 207.
  • the retard side passage 216 extends radially from the vicinity of the central portion of the vane body 202 and is connected to each retard chamber 208.
  • the chamber 207a shown in FIG. 6 is not in communication with the advance side passage 215, no oil is supplied, and no rotational torque is generated on the vane 202a. That is, the chamber 207a does not constitute an advance chamber. Therefore, the number of advance chambers 207 is one less than the number of retard chambers 208.
  • the exhaust VVT 33 of the present embodiment includes three advance chambers 207 and four retard chambers 208.
  • the exhaust VVT 33 is provided with a lock mechanism 230 that locks the operation of the exhaust VVT 33. 5 and 6, the illustration of the lock mechanism 230 is omitted.
  • the lock mechanism 230 has a lock pin 231 for locking the phase angle of the exhaust camshaft 19 with respect to the crankshaft 9 at a phase angle intermediate between the most advanced angle and the most retarded angle.
  • the lock pin 231 is disposed so as to be slidable in the radial direction of the housing 201.
  • a spring holder 232 is fixed to an outer portion of the housing 201 in the radial direction of the housing 201 with respect to the lock pin 231.
  • a lock pin urging spring 233 that urges the lock pin 231 inward in the radial direction of the housing 201.
  • the exhaust side hydraulic control valve 35 is a three-port, three-position electromagnetic valve
  • the supply port 351 is connected to the oil pump 36
  • the output ports 352 and 353 are the advance side passage 215 and the retard angle. Each is connected to a side passage 216.
  • reference numeral 354 is a solenoid that applies an electromagnetic force to the spool 356.
  • FIG. 7 shows a state where the supply port 351 communicates with the output port 352.
  • An amount of oil corresponding to the degree of communication is supplied to the advance chamber 207 of the exhaust VVT 33.
  • the vane body 202 rotates in the advance direction, and the volume of the retard chamber 208 is reduced.
  • the oil discharged from the retard chamber 208 with the volume reduction is drained from the output port 353 to the oil pan 6 through the drain port 357.
  • the supply port 351 is in communication with the output port 353.
  • oil is supplied to the retard chamber 208 of the exhaust VVT 33 and the vane body 202 rotates in the retard direction, and oil discharged from the advance chamber 207 as the volume of the advance chamber 207 is reduced is output.
  • the oil is drained from the port 352 through the drain port 358 to the oil pan 6.
  • the supply of oil to the advance chamber 207 and the retard chamber 208 of the exhaust VVT 33 can be controlled by the exhaust hydraulic control valve 35 to change the opening / closing timing on the exhaust side.
  • the exhaust cam shaft 19 rotates with respect to the housing 201 (see FIG. 5 and the arrow direction in FIG. 6), the opening timing of the exhaust valve 15 is advanced.
  • the exhaust camshaft 19 rotates in the direction opposite to the rotation direction thereof, and the exhaust valve 15 The opening time is delayed (see FIG. 5).
  • FIG. 8 and 9 show the intake VVT 32.
  • This intake VVT 32 employs a hydraulically operated VVT having the same structure as the exhaust VVT 33.
  • the elements constituting the advance chamber 207 of the exhaust VVT 33 are the retard chamber 208 in the intake VVT 32 and the retard chamber 208 of the exhaust VVT 33.
  • the component that constitutes is the advance chamber 207 in the intake VVT 32.
  • an element constituting the advance side passage 215 of the exhaust VVT 33 is a retard side passage 216 in the intake VVT 32
  • an element constituting the retard side passage 216 of the exhaust VVT 33 is an advance side passage 215 in the intake VVT 32.
  • the number of advance chambers 207 is four, and the number of retard chambers 208 is three.
  • the intake VVT 32 is connected to an intake side hydraulic control valve (first direction switching valve) 34 shown in FIG.
  • the intake side hydraulic control valve 34 is a three-port, three-position electromagnetic valve, like the exhaust side hydraulic control valve 35.
  • the port corresponding to the output port 352 of the exhaust side hydraulic control valve 35 shown in FIG. 7 is the retardation output port, and the port corresponding to the output port 353. Is the output port for the advance angle.
  • the oil supply device 1 that supplies oil to the engine 2 is connected to the variable displacement oil pump 36 driven by the rotation of the crankshaft 9 and the oil pump 36, and is boosted by the oil pump 36. And an oil supply passage 50 (hydraulic passage) for guiding the oil to a lubricating portion of the engine 2 and a hydraulic operation device such as the exhaust VVT 33.
  • the oil supply passage 50 includes a first communication passage 51, a main gallery 54, a second communication passage 52, a third communication passage 53, and a plurality of oil passages 61 to 69.
  • the first communication path 51 extends from the discharge port 361 b of the oil pump 36 to the branch point 54 a in the cylinder block 5.
  • the main gallery 54 extends in the cylinder row direction within the cylinder block 5.
  • the second communication passage 52 extends from the branch point 54 b on the main gallery 54 to the cylinder head 4.
  • the third communication passage 53 extends in the horizontal direction between the intake side and the exhaust side in the cylinder head 4.
  • the plurality of oil passages 61 to 69 branch from the third communication passage 53 in the cylinder head 4.
  • the oil pump 36 includes a housing 361, a drive shaft 362, a pump element, a cam ring 366, a spring 367, and a ring member 368.
  • the housing 361 is formed of a pump body having a pump housing chamber formed so as to open at one end side and having a circular section inside, and a cover member that closes the opening at the one end side of the pump body. .
  • the drive shaft 362 is rotatably supported by the housing 361, passes through substantially the center of the pump storage chamber, and is rotationally driven by the crankshaft 9.
  • the pump element is rotatably accommodated in a pump accommodating chamber, and a rotor 363 whose central portion is coupled to the drive shaft 362 and a plurality of slits formed in a radially cutout in the outer periphery of the rotor 363 can be respectively projected and retracted. Consists of housed vanes 364.
  • the cam ring 366 is arranged on the outer peripheral side of the pump element so as to be eccentric with respect to the rotation center of the rotor 363, and together with the rotor 363 and adjacent vanes 364, defines a pump chamber 365 that is a plurality of hydraulic oil chambers.
  • the spring 367 is a biasing member that is housed in the pump body and constantly biases the cam ring 366 toward the side where the eccentric amount of the cam ring 366 increases with respect to the rotation center of the rotor 363.
  • the ring member 368 is a pair of ring-shaped members that are slidably disposed on both inner peripheral sides of the rotor 363 and have a smaller diameter than the rotor 363.
  • the housing 361 also has a suction port 361a for supplying oil to the internal pump chamber 365 and a discharge port 361b for discharging oil from the pump chamber 365.
  • the pressure chamber 369 is provided with an introduction hole 369a that opens to the pressure chamber 369. ing.
  • the oil pump 36 introduces oil into the pressure chamber 369 from the introduction hole 369a, whereby the cam ring 366 swings with respect to the fulcrum 361c, and the rotor 363 is eccentric relative to the cam ring 366.
  • the discharge capacity of the oil pump 36 is changed.
  • An oil strainer 39 facing the oil pan 6 is connected to the suction port 361a of the oil pump 36.
  • an oil filter 37 and an oil cooler 38 are disposed in order from the upstream side to the downstream side.
  • the oil stored in the oil pan 6 is pumped up through the oil strainer 39 by the oil pump 36, then filtered by the oil filter 37 and cooled by the oil cooler 38, and then the main gallery 54 in the cylinder block 5. To be introduced.
  • the main gallery 54 is composed of the oil bearings 28 for injecting the cooling oil to the back side of the four pistons 8 and the metal bearings disposed on the five main journals that rotatably support the crankshaft 9.
  • the oil supply unit 41 is connected to an oil supply unit 42 of a metal bearing disposed on the crankpin of the crankshaft 9 that rotatably connects the four connecting rods. Oil is always supplied to the main gallery 54.
  • oil is supplied from an introduction hole 369 a to an oil supply portion 43 that supplies oil to the hydraulic chain tensioner and a pressure chamber 369 of the oil pump 36 via a linear solenoid valve 49. Is connected to an oil passage 40 for supplying the oil.
  • the oil passage 68 that branches from the branch point 53 a of the third communication passage 53 is connected to the hydraulic control valve 35 of the exhaust VVT 33.
  • the oil passage 64 branched from the branch point 53a includes an oil supply unit 45 (see white triangles ⁇ in FIG. 10), an HLA 24 (see black triangles ⁇ in FIG. 10), and an HLA 25 with a valve stop mechanism (see FIG. 10 open ellipses).
  • the oil supply unit 45 supplies oil to the cam journal of the cam shaft 19 on the exhaust side. Oil is always supplied to the oil passage 64.
  • the oil passage 66 that branches from the branch point 64 a of the oil passage 64 is connected to the oil shower 30 that supplies lubricating oil to the swing arm 21 on the exhaust side, and oil is also constantly supplied to the oil passage 66.
  • An oil passage 67 that branches from the branch point 53 c of the third communication passage 53 is connected to the intake side hydraulic control valve 34. Under the control of the intake side hydraulic control valve 34, oil is supplied to the advance chamber 207 and the retard chamber 208 of the intake VVT 32 via the advance side oil passage 211 and the retard side oil passage 212, respectively.
  • the oil passage 67 is provided with a hydraulic pressure sensor 70 that detects the oil pressure of the oil passage 67.
  • the oil passage 63 branched from the branch point 53d includes an oil supply portion 44 of the cam journal of the intake camshaft 18 (see a white triangle ⁇ in FIG. 10) and an HLA 24 (see a black triangle ⁇ in FIG. 10).
  • the HLA 25 with a valve stop mechanism (see the white oval in FIG. 10), the fuel pump 81, and the vacuum pump 82 are connected.
  • the vacuum pump 82 is driven by the cam shaft 18 and ensures the pressure of the brake master cylinder.
  • the oil passage 65 branched from the branch point 63a of the oil passage 63 is connected to an oil shower 29 that supplies lubricating oil to the swing arm 20 on the intake side.
  • a check valve 48 for restricting the oil flowing direction to only one direction from the upstream side to the downstream side is disposed.
  • the oil passage 69 branches at the branch point 69a on the downstream side of the check valve 48 into the two oil passages 61 and 62 communicating with the mounting holes 26 and 27 for the HLA 25 with a valve stop mechanism.
  • the oil passages 61 and 62 are connected to the valve stop mechanism 25b of the HLA 25 with a valve stop mechanism on the intake side and the exhaust side via the intake side second direction switching valve 46 and the exhaust side second direction switching valve 47, respectively. .
  • By controlling the intake side and exhaust side second direction switching valves 46, 47 oil is supplied to each valve stop mechanism 25b.
  • the lubrication and cooling oil supplied to the metal bearing that rotatably supports the crankshaft 9, the piston 8, the camshafts 18, 19 and the like pass through a drain oil passage (not shown) after cooling and lubrication.
  • the oil is then dropped into the oil pan 6 and recirculated by the oil pump 36.
  • the operation of the engine 2 is controlled by the controller 100. Detection information from various sensors that detect the operating state of the engine 2 is input to the controller 100. For example, the controller 100 detects the rotation angle of the crankshaft 9 by the crank angle sensor 71 and detects the engine rotation speed based on this detection signal.
  • the accelerator position sensor 72 detects the amount of depression of the accelerator pedal (accelerator opening) by a passenger of the vehicle on which the engine 2 is mounted, and calculates the required torque based on this.
  • the pressure in the oil passage 67 is detected by the hydraulic sensor 70. Further, the oil temperature sensor 73 provided at substantially the same position as the oil pressure sensor 70 detects the oil temperature in the oil passage 67.
  • the oil pressure sensor 70 and the oil temperature sensor 73 may be disposed at any location in the oil supply passage 50. Further, based on the current phase angle of the VVTs 32 and 33 detected by the cam angle sensor 74, the hydraulic control valves 31 of the VVTs 32 and 33 are set to the target phase angle set according to the operating state of the engine 2. , 35 are activated. Further, the water temperature sensor 75 detects the temperature of cooling water that cools the engine 2 (hereinafter referred to as water temperature).
  • the controller 100 is a control device based on a known microcomputer and includes various sensors (hydraulic sensor 70, crank angle sensor 71, throttle position sensor 72, oil temperature sensor 73, cam angle sensor 74, water temperature sensor 75, etc. ) Control signals to a signal input unit for inputting a detection signal from the control unit, a calculation unit for performing calculation processing related to control, and devices (hydraulic control valves 35, 46, 47, linear solenoid valve 49, etc.) to be controlled. It has a signal output unit for outputting, and a storage unit for storing programs and data (such as a hydraulic control map and a duty ratio map) necessary for control.
  • various sensors hydraulic sensor 70, crank angle sensor 71, throttle position sensor 72, oil temperature sensor 73, cam angle sensor 74, water temperature sensor 75, etc.
  • Control signals to a signal input unit for inputting a detection signal from the control unit, a calculation unit for performing calculation processing related to control, and devices (hydraulic control valves 35, 46, 47, linear solenoid valve 49
  • the linear solenoid valve 49 is a flow rate (discharge amount) control valve for controlling the discharge amount of the oil pump 36 in accordance with the operating state of the engine 2.
  • the linear solenoid valve 49 is opened, oil is supplied to the pressure chamber 369 of the oil pump 36.
  • the configuration of the linear solenoid valve 49 itself is known, the description thereof is omitted.
  • the controller 100 transmits a control signal having a duty ratio corresponding to the operating state of the engine 2 to the linear solenoid valve 49, and supplies the hydraulic pressure supplied to the pressure chamber 369 of the oil pump 36 via the linear solenoid valve 49.
  • the flow rate (discharge amount) of the oil pump 36 is controlled by controlling the amount of eccentricity of the cam ring 366 and the amount of change in the internal volume of the pump chamber 365 by the hydraulic pressure of the pressure chamber 369. That is, the capacity of the oil pump 36 is controlled by the duty ratio.
  • FIG. 11 is a block diagram showing a method for controlling the exhaust VVT 33.
  • the required advance amount of the exhaust VVT 33 is acquired from the exhaust VVT required advance angle map C01 set corresponding to the engine operating state (engine speed and air charging efficiency) according to the engine operating state.
  • the acquired map request advance amount is input to the exhaust VVT speed limit request block C04.
  • the limit value of the operating speed of the exhaust VVT 33 is acquired based on the engine oil temperature. Separate oil temperature-speed limit tables are created in advance for each of the reduced cylinder operation and all cylinder operation, and the limit value of the operating speed of the exhaust VVT 33 is acquired from the table.
  • the speed limit value acquired from each table is input to the switch block C03.
  • the switch block C03 receives “decrease cylinder determination operation determination” during reduced cylinder operation and “no speed limit” for maintaining valve stop during all cylinder operation.
  • the speed limit value acquired from the oil temperature-speed limit table for the reduced cylinder operation is input to the exhaust VVT speed limit request block C04.
  • the speed limit value acquired from the oil temperature-speed limit table for all cylinder operation is input to the exhaust VVT speed limit request block C04.
  • the exhaust VVT requested advance amount is output from the exhaust VVT speed limit request block C04.
  • the difference between the exhaust VVT required advance angle amount and the current exhaust VVT actual advance angle amount is calculated. From this difference, a deviation between the required value (target value) of the advance angle amount and the actual advance angle amount is calculated and input to the advance angle F / B control block C05.
  • the OCV according to the limit value of the operating speed of the exhaust VVT 33, for example, by a PID (Proportional-Integral-Differential) control method based on the input advance / eye deviation of the advance amount.
  • PID Proportional-Integral-Differential
  • the control method of the intake VVT 32 is the same as that of the exhaust VVT 33, and the intake VVT required advance map, engine oil temperature set in accordance with the engine operating state (engine speed and air charging efficiency).
  • the operation of the intake VVT 32 is controlled using the oil temperature-speed limit table set for each of the reduced cylinder operation and the all cylinder operation.
  • FIG. 12 shows changes in the opening / closing timings of the intake and exhaust valves 14 and 15 set based on the VVT required advance angle map when the engine 2 shifts from the medium rotation / medium load operation state to the low rotation / low load operation state. Indicates.
  • the thin solid line in the figure indicates the opening / closing timing before the transition, and the thick solid line indicates the opening / closing timing after the transition. This is a case where the opening / closing timing of the intake / exhaust valves 14, 15 is advanced to shift from an operating state with a large valve overlap amount to a small operating state.
  • the number of advance chambers 207 of the intake VVT 32 is “4” and the number of retard chambers 208 is “3”, while the number of advance chambers 207 of the exhaust VVT 33 is “3”.
  • the number 208 is “4”. That is, the intake VVT 32 has more advance chambers 207 than the exhaust VVT 33. Therefore, when the hydraulic pressure applied to the VVTs 32 and 33 is the same, the advance speed of the opening / closing timing of the intake valve 14 becomes faster than the advance speed of the opening / closing timing of the exhaust valve 15.
  • the opening / closing timing of the exhaust valve 15 is slightly advanced from the thin solid line position in FIG.
  • the opening / closing timing of the intake valve 14 is greatly advanced from the thin solid line position to the thick solid line position in FIG.
  • FIG. 13 shows changes in the opening / closing timings of the intake and exhaust valves 14 and 15 set based on the VVT required advance angle map when the engine 2 shifts from the low rotation / low load operation state to the medium rotation / medium load operation state.
  • the thin solid line in the figure indicates the opening / closing timing before the transition
  • the thick solid line indicates the opening / closing timing after the transition. This is a case where the opening / closing timing of the intake / exhaust valves 14 and 15 is retarded to shift from an operation state with a small valve overlap amount to a large operation state.
  • the retarding speed of the opening / closing timing of the exhaust valve 15 is equal to the opening / closing timing of the intake valve 14. Faster than retarded speed.
  • the opening / closing timing of the intake valve 14 is slightly retarded from the thin solid line position in FIG.
  • the opening / closing timing of the exhaust valve 15 is greatly retarded from the thin solid line position to the broken line position in FIG.
  • the valve overlap amount rapidly increases in a transition period in which the valve overlap amount is switched from a small state to a large state. Therefore, pumping loss can be reduced and fuel consumption can be improved.
  • the hydraulic pressure that can be used by the intake VVT 32 and the exhaust VVT 33 is limited, and the valve overlap amount is changed depending on the advance angle or delay angle of the opening / closing timing even when the operating speed of the VVT 32, 33 is limited.
  • the pumping loss during the transition period can be reduced, which is advantageous in improving fuel consumption.
  • the exhaust VVT 33 has a smaller number of advance chambers than the retard chamber, but the intake VVT 32 has more advance chambers than the retard chamber.
  • the fuel pump 105 is cam-driven by the intake camshaft 18. Therefore, it is easy to stably operate the fuel pump 105 without hindering the opening / closing of the intake valve 14 and the change of the opening / closing timing. Further, since the fuel pump 105 is easily arranged on the intake side of the engine 2, it is advantageous in terms of safety.
  • the number of advance chambers of the intake VVT 32 is larger than the number of retard chambers and the number of retard chambers of the exhaust VVT 33 is greater than the number of advance chambers, but the number of advance chambers of the intake VVT 32 is retarded.
  • the number of retarded chambers and the number of retarded chambers of the exhaust VVT 33 may be the same, and when the number of retarded chambers of the exhaust VVT 33 is greater than the number of chambers of advanced VVT33
  • the number of advance chambers and retard chambers may be the same.
  • Oil Supply Device 2 Engine 8 Piston 14 Intake Valve 15 Exhaust Valve 18 Intake Cam Shaft 19 Exhaust Cam Shaft 25 HLA with Valve Stop Mechanism 25a Pivot mechanism 25b Valve stop mechanism 28 Oil jet 32 Intake VVT 33 Exhaust VVT 34 Hydraulic control valve 35 Hydraulic control valve 36 Oil pump 207 Advance chamber 208 Delay chamber

Landscapes

  • Engineering & Computer Science (AREA)
  • Mechanical Engineering (AREA)
  • General Engineering & Computer Science (AREA)
  • Chemical & Material Sciences (AREA)
  • Combustion & Propulsion (AREA)
  • Valve Device For Special Equipments (AREA)
  • Output Control And Ontrol Of Special Type Engine (AREA)
  • Valve-Gear Or Valve Arrangements (AREA)

Abstract

吸気ＶＶＴの進角室数を遅角室数よりも多くする一方、排気ＶＶＴ３３の遅角室２０８の数を進角室２０７の数よりも多くすることにより、ＶＶＴが利用可能な油圧が制限されるなかで、バルブタイミングの進角又は遅角によってバルブオーバーラップ量が変更される過渡期のポンピングロスを低減する。

Description

可変バルブタイミング機構付エンジン
　本発明は可変バルブタイミング機構付エンジンに関する。
　エンジンの可変バルブタイミング機構（以下、「ＶＶＴ」という。）の一例として、特許文献１に記載されている油圧作動式ＶＶＴが知られている。このＶＶＴは、エンジンのクランク軸と連動して回転するハウジングとカム軸と一体回転するベーン体とにより区画された進角室と遅角室を備えている。その進角室に油圧が供給されると、クランク軸に対するカム軸の位相角、すなわち、バルブタイミングが進角方向に変化し、遅角室に油圧が供給されると、バルブタイミングが遅角方向に変化する。特許文献１に記載されたエンジンでは、吸気側及び排気側の双方に上記油圧作動式ＶＶＴが設けられている。
　上記カム軸の位相角を進角方向に変化させるためには、該カム軸をバルブスプリングの付勢力に抗して回転させる必要がある。そのため、上記油圧作動式のＶＶＴでは、一般に進角室の数が遅角室の数よりも多くなっている。
特開２０１５－１９４１３２号公報
　ところで、例えば、エンジンの低負荷ないし中負荷運転域において、吸気弁の開弁期間と排気弁の開弁期間が重なるバルブオーバーラップ量を増大させると、ポンピングロスが減少し、エンジンの燃費が良くなることが知られている。
　一方、エンジンの燃費向上の観点から、エンジンで駆動されるオイルポンプの吐出油圧は可能な限り低めに設定するようにされている。その場合、上記ＶＶＴが利用可能な油圧が低めに制限されるから、ＶＶＴの作動速度も利用可能な油圧の大きさに応じて制限されることになる。或いは、上記オイルポンプによる油圧を受けてエンジンの一部の気筒の吸気弁及び／又は排気弁の作動を停止させることで、エンジンの減気筒運転を実行する油圧作動式の弁停止機構を備えているケースでは、当該減気筒運転時、オイルポンプから弁停止機構に対する供給油圧が当該弁停止状態の維持に必要な油圧を下回らないように、上記ＶＶＴの作動速度が制限される。
　そのため、例えば、エンジン負荷の増大に伴って、吸気弁及び排気弁のバルブタイミングを遅角させてバルブオーバーラップ量が小さい運転状態から大きい運転状態に移行する場合、この移行過渡期にバルブオーバーラップ量を大きくすることが難しい。つまり、上記作動速度の制限により、排気側の遅角速度を吸気側の遅角速度に対して速めることが難しいから、バルブオーバーラップ量が小さい状態のままで吸気側及び排気側のバルブタイミングを遅角させていくことになる。そのため、上記過渡期においてポンピングロスが小さくならず、燃費が悪化する。しかも、上記作動速度の制限により、バルブタイミングの変更に時間がかかるから、ポンピングロスによる燃費の悪化がさらに大きくなる。
　そこで、本発明は、ＶＶＴが利用可能な油圧が制限されるなかで、バルブタイミングの進角又は遅角によってバルブオーバーラップ量が変更される過渡期のポンピングロスを低減することを課題とする。
　本発明は、上記過渡期のポンピングロスが低減するように、吸気側ＶＶＴ及び排気側ＶＶＴ各々の進角室及び遅角室を構成した。
　ここに開示するＶＶＴ付エンジンは、吸気カム軸のクランク軸に対する位相角を変える吸気ＶＶＴと、排気カム軸の上記クランク軸に対する位相角を変える排気ＶＶＴとを備え、
　上記吸気ＶＶＴ及び上記排気ＶＶＴ各々は、上記クランク軸と連動して回転するハウジングと各々のカム軸と一体に回転するベーン体とにより区画され、油圧の供給により上記位相角を進角方向に変えるための進角室と、上記位相角を遅角方向に変えるための遅角室とを有する油圧作動式のＶＶＴであり、
　上記吸気ＶＶＴは上記進角室の数が上記遅角室の数と同じかそれよりも多く、上記排気ＶＶＴは上記遅角室の数が上記進角室の数よりも多いこと、又は、
　上記吸気ＶＶＴは上記進角室の数が上記遅角室の数よりも多く、上記排気ＶＶＴは上記遅角室の数が上記進角室の数と同じかそれよりも多いこと、
を特徴とする。
　上記吸気カム軸及び排気カム軸はいずれも、進角方向に回転することによって吸気弁及び排気弁をバルブスプリングの付勢力に抗してカムでリフトさせるから、バルブスプリングの付勢力がカム軸に対して遅角方向に働いている。従って、カム軸を遅角方向に回転させるに必要な駆動力は進角方向に比べて少ない。つまり、ＶＶＴのベーン体に作用する油圧が同じであれば、遅角速度の方が進角速度よりも速くなる。
　そうして、上記ＶＶＴ付エンジンにおいて、「上記吸気ＶＶＴは、上記進角室の数が上記遅角室の数と同じかそれよりも多く、上記排気ＶＶＴは、上記遅角室の数が上記進角室の数よりも多い」ということは、吸気側は、進角速度が遅くならないようにした、排気側は、遅角速度がさらに速くなるようにした、ということである。
　このケースにおいて、進角速度に着目すると、吸気ＶＶＴでは進角室数が遅角室数と同じかそれよりも多く、排気ＶＶＴでは進角室数が遅角室数よりも少ないから、吸気側の進角速度を排気側の進角速度よりも速くすることができる。従って、吸気弁及び排気弁の開閉タイミング（バルブタイミング）を進角させてバルブオーバーラップ量が大きい状態から小さい状態に切り換える過渡期において、吸気側の進角速度を排気側の進角速度よりも速くして、バルブオーバーラップ量が大きい状態を暫時継続させることができる。よって、ポンピングロスの増大を抑えて燃費を向上させることができる。
　一方、遅角速度に着目すると、排気ＶＶＴでは、排気カム軸がバルブスプリングによって遅角方向に回転するように付勢されていることに加えて、遅角室数が進角室数よりも多くなっていることにより、その遅角速度をさらに速くすることが可能になっている。従って、吸気弁及び排気弁のバルブタイミングを遅角させてバルブオーバーラップ量が小さい状態から大きい状態に切り換える過渡期において、排気側の遅角速度を吸気側の遅角速度よりも速くして、バルブオーバーラップ量を速やかに増大させることができる。よって、ポンピングロスを低減させて燃費を向上させることができる。
　次に上記ＶＶＴ付エンジンにおいて、「上記吸気ＶＶＴは、上記進角室の数が上記遅角室の数よりも多く、上記排気ＶＶＴは、上記遅角室の数が上記進角室の数と同じかそれよりも多い」というケースを説明する。
　進角速度に着目すると、このケースでも、吸気ＶＶＴでは進角室数が遅角室数よりも多く、排気ＶＶＴでは進角室数が遅角室数と同じかそれよりも少ないから、先のケースと同じく、吸気側の進角速度を排気側の進角速度よりも速くすることができる。従って、吸気弁及び排気弁の開閉タイミングを進角させてバルブオーバーラップ量が大きい状態から小さい状態に切り換える過渡期において、バルブオーバーラップ量が大きい状態を暫時継続させ、それによって、ポンピングロスの増大を抑えて燃費を向上させることができる。
　遅角速度に着目すると、このケースでは、排気ＶＶＴの遅角室数が進角室数と同じ場合を含む。しかし、このケースでも、上述の如く、バルブスプリングの付勢力が排気カム軸に対して遅角方向に働いているから、吸気弁及び排気弁の開閉タイミングを遅角させてバルブオーバーラップ量が小さい状態から大きい状態に切り換える過渡期において、排気側の遅角速度を吸気側の遅角速度よりも速くして、バルブオーバーラップ量を速やかに増大させることができる。よって、ポンピングロスを低減させて燃費を向上させることができる。
　一実施形態では、上記吸気ＶＶＴのハウジングと上記排気ＶＶＴのハウジングとを上記クランク軸によって互いに逆方向に回転するように駆動する伝動手段を備え、
　上記吸気ＶＶＴの進角室数と上記排気ＶＶＴの遅角室数が同数であり、上記吸気ＶＶＴの遅角室数と上記排気ＶＶＴの進角室数が同数である。
　吸気ＶＶＴのハウジングと排気ＶＶＴのハウジングが互いに逆方向に回転するということは、次のことを意味する。ベーン体を一方向に回動させるための第１作動室とベーン体を他方向に回動させるための第２作動室を備えた油圧作動式ＶＶＴを吸気ＶＶＴとして採用したときに、第１作動室が進角室となり、第２作動室が遅角室となるときは、当該油圧作動式ＶＶＴを排気ＶＶＴとして採用すると、吸気ＶＶＴの場合とは逆に、第１作動室が遅角室となり、第２作動室が進角室となる。
　そこで、当該実施形態では、吸気ＶＶＴの進角室数と排気ＶＶＴの遅角室数が同数であり、吸気ＶＶＴの遅角室数と排気ＶＶＴの進角室数が同数であるという条件下で、吸気ＶＶＴのハウジングと排気ＶＶＴのハウジングを互いに逆方向に回転させるようにした。従って、吸気ＶＶＴ及び排気ＶＶＴ各々に、同じ構造の油圧作動式ＶＶＴを採用することができるようになる。よって、吸気ＶＶＴ及び排気ＶＶＴ各々に専用の油圧作動式ＶＶＴを設ける必要がなくなるため、製造コストの低減に有利になる。
　一実施形態では、エンジン補機として、上記エンジンの燃焼室に燃料を供給する高圧燃料ポンプを備え、
　上記吸気ＶＶＴは、上記進角室数が上記遅角室数よりも多くなっており、
　上記吸気カム軸に上記燃料ポンプを駆動するカム部が設けられている。
　燃料ポンプをカム軸によってカム駆動する場合、そのカム軸は進角方向の回転負荷が大きくなる。これに対して、上記吸気ＶＶＴでは、進角室数が遅角室数よりも多いから、排気ＶＶＴと比べると、吸気カム軸の進角方向の回転負荷に余裕がある。そこで、当該実施形態では、燃料ポンプを吸気カム軸によってカム駆動するようにした。これにより、吸気弁の開閉や開閉タイミングの変更に支障を来すことなく、燃料ポンプを安定して作動させることが容易になる。また、燃料ポンプをエンジンの吸気側に配置し易くなるから、安全面でも有利になる。
　本発明によれば、吸気ＶＶＴの進角室数を遅角室数と同じかそれよりも多くするときは、排気ＶＶＴの遅角室数を進角室数よりも多くし、吸気ＶＶＴの進角室数を遅角室数よりも多くするときは、排気ＶＶＴの遅角室数を進角室数と同じかそれよりも多くするから、吸気弁及び排気弁の開閉タイミングを進角させてバルブオーバーラップ量が大きい状態から小さい状態に切り換える過渡期に、バルブオーバーラップ量が大きい状態を暫時継続させることができ、また、吸気弁及び排気弁の開閉タイミングを遅角させてバルブオーバーラップ量が小さい状態から大きい状態に切り換える過渡期には、バルブオーバーラップ量を速やかに増大させることができる。よって、吸気ＶＶＴ及び排気ＶＶＴが利用可能な油圧が制限されるなかで、開閉タイミングの進角又は遅角によってバルブオーバーラップ量が変更される過渡期のポンピングロスを少なくすることができ、燃費の向上に有利になる。
ＶＶＴ付エンジンの概略構成を示す断面図。 弁停止機構の構成及び作動状態を示す断面図。 ＶＶＴに関わるエンジン装置品の配置構造の概略を示す平面図。 吸排気ＶＶＴ及び吸排気カムの駆動系を模式的に示す側面図。 排気ＶＶＴの最遅角状態における横断面図。 排気ＶＶＴの最進角状態における横断面図。 排気ＶＶＴと油圧制御弁の関係を示す断面図。 吸気ＶＶＴの最進角状態における横断面図。 吸気ＶＶＴの最遅角状態における横断面図。 エンジンのオイル供給系を示す図。 排気ＶＶＴの制御ブロック図。 バルブオーバーラップ量が大きい状態から小さい状態に変わる開閉タイミングの変更例を示すグラフ図。 バルブオーバーラップ量が小さい状態から大きい状態に変わる開閉タイミングの変更例を示すグラフ図。
　以下、本発明を実施するための形態を図面に基づいて説明する。以下の好ましい実施形態の説明は、本質的に例示に過ぎず、本発明、その適用物或いはその用途を制限することを意図するものではない。
　（エンジンの構成）
　図１に示すエンジン２は、例えば、第１気筒から第４気筒が図１の紙面に垂直な方向に直列に順次配置された直列４気筒ガソリンエンジンであって、自動車等の車両に搭載される。
　エンジン２においては、ヘッドカバー３、シリンダヘッド４、シリンダブロック５、クランクケース（図示せず）及びオイルパン６（図１０を参照。）が上下に連結されている。また、シリンダブロック５に形成された４つのシリンダボア７内をそれぞれに摺動可能なピストン８と、上記クランクケースに回転自在に支持されたクランク軸９とは、コネクティングロッド１０によって連結されている。シリンダブロック５のシリンダボア７とピストン８とシリンダヘッド４とによって燃焼室１１が気筒ごとに形成されている。
　シリンダヘッド４には、燃焼室１１にそれぞれ開口する吸気ポート１２及び排気ポート１３が設けられている。吸気ポート１２及び排気ポート１３には、それぞれを開閉する吸気弁１４及び排気弁１５が配設されている。吸気弁１４及び排気弁１５は、それぞれバルブスプリング１６、１７により閉方向（図１の上方）に付勢されている。吸気カム軸１８及び排気カム軸１９各々の外周に設けたカム部１８ａ、１９ａによって、スイングアーム２０、２１のほぼ中央部に回転自在に設けられたカムフォロア２０ａ、２１ａが下方に押される。これにより、スイングアーム２０、２１は、それぞれの一端側に設けられたピボット機構２５ａの頂部を支点として揺動する。これにより、各スイングアーム２０、２１の他端部において、吸気弁１４及び排気弁１５がバルブスプリング１６、１７の付勢力に抗して下方に押されて開動する。
　エンジン２の気筒列方向の中央部に位置する第２気筒及び第３気筒のスイングアーム２０、２１におけるピボット機構（後述するＨＬＡ２５のピボット機構２５ａと同様の構成を採る。）として、油圧によりバルブクリアランスを自動的に０に調整する公知の油圧ラッシュアジャスタ２４（以下、Hydraulic Lash Adjusterの略記を用いてＨＬＡ２４と呼ぶ。）が設けられている。なお、ＨＬＡ２４は、図１０にのみ示す。
　エンジン２の気筒列方向の両端部に位置する第１気筒及び第４気筒のスイングアーム２０、２１に対しては、ピボット機構２５ａを有する弁停止機構付きＨＬＡ２５が設けられている。この弁停止機構付きＨＬＡ２５のピボット機構２５ａは、上記のＨＬＡ２４と同様に油圧によりバルブクリアランスを自動的に０に調整可能に構成されている。これに加え、ＨＬＡ２５の弁停止機構は、エンジン２の一部の気筒である第１気筒及び第４気筒の作動を休止させる減気筒運転時には、第１気筒及び第４気筒の吸排気弁１４、１５の作動を停止（開閉動作を停止）させる一方、全気筒（４気筒）を作動させる全気筒運転時には、第１気筒及び第４気筒の吸排気弁１４、１５を作動（開閉動作）させる。なお、第２気筒及び第３気筒の吸排気弁１４、１５は、減気筒運転時及び全気筒運転時の双方で作動する。減気筒運転及び全気筒運転は、エンジン２の運転状態に応じて適宜切り替えられる。
　シリンダヘッド４における第１及び第４気筒に対応する吸気側及び排気側の部分には、弁停止機構付きＨＬＡ２５の下端部を挿入して装着するための装着穴２６、２７が設けられている。シリンダヘッド４における第２気筒及び第３気筒に対応する吸気側及び排気側の部分には、ＨＬＡ２４の下端部を挿入して装着するための装着穴が設けられている。さらに、シリンダヘッド４には、弁停止機構付きＨＬＡ２５用の装着穴２６、２７にそれぞれ連通する２つずつの油路（６１、６３）、（６２、６４）が穿設されている。弁停止機構付きＨＬＡ２５が装着穴２６、２７に嵌合された状態で、各油路６１、６２から、弁停止機構付きＨＬＡ２５の弁停止機構２５ｂ（図２（ａ）～図２（ｃ）を参照。）に油圧（作動圧）が供給される。一方、油路６３、６４から、弁停止機構付きＨＬＡ２５のピボット機構２５ａがバルブクリアランスを自動的に０に調整するための油圧が供給される。ＨＬＡ２４用の装着穴には、油路６３、６４のみが連通している。各油路６１～６４については、図１０により後に詳述する。
　シリンダブロック５には、シリンダボア７の排気側の側壁内を気筒列方向に延びるメインギャラリ５４が設けられている。メインギャラリ５４の下側の近傍には、該メインギャラリ５４と連通するピストン冷却用のオイルジェット２８が設けられている。オイルジェット２８は、ピストン８の下側に配置されたノズル部２８ａを有しており、該ノズル部２８ａからピストン８の頂部の裏面に向けてオイル（エンジンオイル）を噴射する。
　各カム軸１８、１９の上方には、パイプで形成されたオイルシャワー２９、３０が設けられている。オイルシャワー２９、３０から潤滑用のオイルがカム軸１８、１９のカム部１８ａ、１９ａと、さらに下方に位置するスイングアーム２０、２１及びカムフォロア２０ａ、２１ａの接触部とに滴下する。
　ここで、図２を参照しながら、弁停止機構２５ｂについて説明する。弁停止機構２５ｂは、エンジン２の一部の気筒である第１気筒及び第４気筒の吸排気弁１４、１５のうち少なくとも一方の弁（本実施形態では、両方の弁）の作動を停止する。エンジン２の減気筒運転時には、弁停止機構２５ｂによって第１気筒及び第４気筒の各吸排気弁１４、１５の開閉動作が停止する。また、エンジン２の全気筒運転時には、弁停止機構２５ｂによる弁の作動停止が解除され、第１気筒及び第４気筒の各吸排気弁１４、１５の開閉動作が行われる。
　弁停止機構２５ｂには、図２（ａ）に示すように、ピボット機構２５ａの動作をロックするロック機構２５０が設けられている。ロック機構２５０は、一対のロックピン２５２（ロック部材）を備えている。各ロックピン２５２は、ピボット機構２５ａを軸方向に摺動自在に収納する有底外筒２５１の側面の径方向に対向する２箇所に形成した貫通孔２５１ａにそれぞれ出入り可能に設けられている。一対のロックピン２５２は、スプリング２５３により径方向の外側へ付勢されている。外筒２５１の内底部とピボット機構２５ａの底部との間には、ピボット機構２５ａを外筒２５１の上方に押圧して付勢するロストモーションスプリング２５４が設けられている。
　上記の両ロックピン２５２が外筒２５１の貫通孔２５１ａに嵌合している場合には、該両ロックピン２５２の上方に位置するピボット機構２５ａが上方に突出した状態で固定される。この場合には、ピボット機構２５ａの頂部がスイングアーム２０、２１の揺動の支点となるため、カム軸１８、１９の回転によりそのカム部１８ａ、１９ａがカムフォロア２０ａ、２１ａを下方に押すと、吸排気弁１４、１５がバルブスプリング１６、１７の付勢力に抗して下方に押されて開弁する。このように、第１気筒及び第４気筒において、ロックピン２５２が弁停止機構２５ｂを貫通孔２５１ａに嵌合した状態とすることにより、エンジン２は全気筒運転を行うことができる。
　一方、図２（ｂ）及び図２（ｃ）に示すように、作動油圧によって上記の両ロックピン２５２の外側端面が押圧されると、スプリング２５３の付勢力に抗して、両ロックピン２５２が互いに接近するように外筒２５１の径方向の内側に後退する。その結果、両ロックピン２５２が外筒２５１の貫通孔２５１ａから抜けるので、ロックピン２５２の上方に位置するピボット機構２５ａがロックピン２５２と共に外筒２５１の軸方向の下側に移動して弁停止状態となる。
　すなわち、吸排気弁１４、１５を上方に付勢するバルブスプリング１６、１７が、ピボット機構２５ａを上方に付勢するロストモーションスプリング２５４よりも付勢力が強くなるように構成されている。これにより、カム軸１８、１９の回転により各カム部１８ａ、１９ａがカムフォロア２０ａ、２１ａをそれぞれ下方に押すと、吸排気弁１４、１５の頂部が各スイングアーム２０、２１の揺動の支点となる。その結果、吸排気弁１４、１５は閉弁されたまま、ピボット機構２５ａがロストモーションスプリング２５４の付勢力に抗して下方に押される。従って、作動油圧によりロックピン２５２を貫通孔２５１ａに対して非嵌合の状態にすることにより、減気筒運転を行うことができる。
　（吸気ＶＶＴ及び排気ＶＶＴ）
　図３に示すように、吸気カム軸１８及び排気カム軸１９は気筒１１５の列方向に延びている。吸気カム軸１８の一端に吸気ＶＶＴ３２が設けられ、排気カム軸１９の一端に排気ＶＶＴ３３が設けられている。吸気ＶＶＴ３２及び排気ＶＶＴ３３各々の後述するハウジング２０１（図５，６，８，９参照）には互いに噛み合うギヤ１０１，１０２が固定されている。このギヤ１０１，１０２の噛合により、吸気ＶＶＴ３２と排気ＶＶＴ３３は、カム軸１８，１９と共に互いに逆方向に回転する。
　吸気カム軸１８及び排気カム軸１９各々の他端部近傍には、該カム軸１８，１９の回転位相を検出し、このカム角に基づいてＶＶＴ３２，３３の位相角を検出するカム角センサ７４が設けられている。さらに、吸気カム軸１８の他端には、エンジン２の燃焼室１１に燃料を供給する高圧燃料ポンプ８１を駆動するポンプカム１０６が設けられている。ポンプカム１０６によって燃料ポンプ８１のプランジャ８１ａが駆動され、燃料ポンプ８１からエンジン２の燃焼室１１に燃料を供給する燃料噴射弁に高圧の燃料が供給される。る。
　そうして、図４に示すように、排気ＶＶＴ３３のハウジング２０１に固定されたカムプーリ（スプロケット）２０３とクランク軸プーリ（スプロケット）９Ａにタイミングチェーン１０８が巻き掛けられている。クランク軸プーリ９Ａとカムプーリ２０３との間には、中間スプロケット１１１、油圧式のチェーンテンショナ１１２及びチェーンガイド１１３が配設されている。
　上記ギヤ１０１，１０２及びタイミングチェーン１０８は、吸気ＶＶＴ３２のハウジング２０１と排気ＶＶＴ３３のハウジング２０１とをクランク軸９によって互いに逆方向に回転するように駆動する伝動手段を構成している。
　（排気ＶＶＴの構造）
　先に排気ＶＶＴについて説明する。図５～図７は排気ＶＶＴ３３を示している。なお、図７には、排気ＶＶＴ３３の作動を油圧により制御する排気側油圧制御弁（Oil Control Valve）３５も図示している。
　排気ＶＶＴ３３は、油圧作動式であり、ほぼ円環状のハウジング２０１と、該ハウジング２０１の内部に収容されたベーン体２０２とを有する。ハウジング２０１は、クランク軸９と同期して回転するカムプーリ２０３と一体回転可能に連結されており、クランク軸９と連動して回転する。ベーン体２０２は、複数のベーン２０２ａを有し、図７に示すように、締結ボルト２０５により、排気カム軸１９と一体回転可能に連結されている。
　ハウジング２０１の内部には、該ハウジング２０１とベーン体２０２とによって区画された複数の進角室２０７及び複数の遅角室２０８が形成されている。進角室２０７及び遅角室２０８は、図７に示すように、それぞれ進角側油路２１１及び遅角側油路２１２を介して、排気側油圧制御弁（第１方向切替弁）３５と接続されている。排気側油圧制御弁３５は可変容量型オイルポンプ３６と接続されている。排気カム軸１９及びベーン体２０２には、これら進角側油路２１１及び遅角側油路２１２の一部を構成する進角側通路２１５及び遅角側通路２１６がそれぞれ形成されている。
　図５は、各遅角側通路２１６を通して供給されたオイルにより、各ベーン２０２ａがカムプーリ２０３に対して、すなわちクランク軸９に対して、最遅角位置に保持されている状態を示す。これとは逆に、図６は、各進角側通路２１５を通して供給されたオイルにより、各ベーン２０２ａがカムプーリ２０３に対して最進角位置に保持されている状態を示す。
　進角側通路２１５は、ベーン体２０２において中心部近傍から放射状に延びて各進角室２０７とそれぞれ接続されている。遅角側通路２１６は、ベーン体２０２において中心部近傍から放射状に延びて各遅角室２０８とそれぞれ接続されている。
　図６に示す室２０７ａは進角側通路２１５と連通しておらず、オイルの供給はなく、ベーン２０２ａに対する回転トルクは生じない。すなわち、室２０７ａは進角室を構成しない。よって、進角室２０７の数は遅角室２０８の数よりも一つ少ない。本実施形態の排気ＶＶＴ３３は、３つの進角室２０７と４つの遅角室２０８を備えている。
　図７に示すように、排気ＶＶＴ３３には、該排気ＶＶＴ３３の動作をロックするロック機構２３０が設けられている。なお、図５及び図６ではロック機構２３０の図示を省略している。ロック機構２３０は、排気カム軸１９のクランク軸９に対する位相角を最進角と最遅角の中間の位相角でロックするためのロックピン２３１を有する。
　ロックピン２３１は、ハウジング２０１の径方向に摺動可能に配設されている。ハウジング２０１におけるロックピン２３１に対する該ハウジング２０１の径方向の外側の部分には、ばねホルダ２３２が固定されている。このばねホルダ２３２とロックピン２３１との間には、該ロックピン２３１をハウジング２０１の径方向の内側に付勢するロックピン付勢ばね２３３が設けられている。ベーン体２０２の外周面のベーン２０２ａが形成されていない部分に設けられた嵌合凹部２０２ｂがロックピン２３１と対向する位置にあるときには、ロックピン付勢ばね２３３によって、ロックピン２３１が嵌合凹部２０２ｂと嵌合してロック状態となる。これにより、ベーン体２０２がハウジング２０１に固定されて、排気カム軸１９のクランク軸９に対する位相角がロックされる。
　図７に示すように、排気側油圧制御弁３５は、３ポート３位置の電磁弁であり、供給ポート３５１がオイルポンプ３６に接続され、出力ポート３５２，３５３が進角側通路２１５及び遅角側通路２１６にそれぞれ接続されている。図７において、符号３５４は、スプール３５６に電磁力を作用させるソレノイドである。
　図７は供給ポート３５１が出力ポート３５２に連通した状態を示している。その連通度に応じた量のオイルが排気ＶＶＴ３３の進角室２０７に供給される。これにより、ベーン体２０２が進角方向に回動し、遅角室２０８の容積が縮小される。この容積縮小に伴って遅角室２０８から排出されるオイルが出力ポート３５３からドレンポート３５７を通ってオイルパン６にドレンされる。
  スプール３５６がリターンスプリング３５９の付勢に抗して前進（図７における下方へ移動）し、出力ポート３５２及び３５３の両方が閉じられた中立位置になると、進角室２０７及び遅角室２０８へのオイルの供給が遮断される。
　スプール３５６がリターンスプリング３５９の付勢に抗してさらに前進すると、供給ポート３５１が出力ポート３５３に連通した状態になる。これにより、オイルが排気ＶＶＴ３３の遅角室２０８に供給されてベーン体２０２が遅角方向に回動し、進角室２０７の容積縮小に伴ってこの進角室２０７から排出されるオイルが出力ポート３５２からドレンポート３５８を通ってオイルパン６にドレンされる。
　以上のように、排気油圧制御弁３５によって、排気ＶＶＴ３３の進角室２０７及び遅角室２０８へのオイルの供給を制御し、排気側の開閉タイミングを変更することができる。具体的には、進角室２０７に遅角室２０８よりも多くの供給量（高い油圧）でもってオイルを供給すると、排気カム軸１９がハウジング２０１に対して該カム軸１９の回転方向（図５及び図６の矢印方向）に回動して、排気弁１５の開時期が早くなる。一方、遅角室２０８に進角室２０７よりも多くの供給量（高い油圧）でもってオイルを供給すると、排気カム軸１９がその回転方向とは逆方向に回動して、排気弁１５の開時期が遅くなる（図５参照）。
　（吸気ＶＶＴ３２の構造）
　図８及び図９は吸気ＶＶＴ３２を示している。この吸気ＶＶＴ３２には、排気ＶＶＴ３３と同じ構造の油圧作動式ＶＶＴを採用している。この場合、上述の如く、吸気ＶＶＴ３２と排気ＶＶＴ３３は互いに逆方向に回転するから、排気ＶＶＴ３３の進角室２０７を構成する要素は吸気ＶＶＴ３２では遅角室２０８になり、排気ＶＶＴ３３の遅角室２０８を構成する要素は吸気ＶＶＴ３２では進角室２０７となる。同じく、排気ＶＶＴ３３の進角側通路２１５を構成する要素は吸気ＶＶＴ３２では遅角側通路２１６となり、排気ＶＶＴ３３の遅角側通路２１６を構成する要素は吸気ＶＶＴ３２では進角側通路２１５となる。
　従って、吸気ＶＶＴ３２では、進角室２０７の数が４つとなり、遅角室２０８の数が３つになっている。吸気ＶＶＴ３２は図１０に示す吸気側油圧制御弁（第１方向切換弁）３４に接続されている。吸気側油圧制御弁３４は、排気側油圧制御弁３５と同じく３ポート３位置の電磁弁である。具体的な図示は省略するが、吸気油圧制御弁３４の場合、図７に示す排気側油圧制御弁３５の出力ポート３５２に相当するポートが遅角用出力ポートとなり、出力ポート３５３に相当するポートが進角用出力ポートなる。
　（オイル供給装置）
　図１０に示すように、エンジン２にオイルを供給するオイル供給装置１は、クランク軸９の回転によって駆動される可変容量型オイルポンプ３６と、該オイルポンプ３６と接続され、オイルポンプ３６によって昇圧されたオイルをエンジン２の潤滑部及び排気ＶＶＴ３３等の油圧作動装置に導く給油路５０（油圧経路）とを備えている。
　給油路５０は、第１連通路５１と、メインギャラリ５４と、第２連通路５２と、第３連通路５３と、複数の油路６１～６９とから構成されている。
　第１連通路５１は、オイルポンプ３６の吐出口３６１ｂから、シリンダブロック５内の分岐点５４ａまで延びている。メインギャラリ５４は、シリンダブロック５内で気筒列方向に延びている。第２連通路５２は、メインギャラリ５４上の分岐点５４ｂからシリンダヘッド４まで延びている。第３連通路５３は、シリンダヘッド４内で吸気側と排気側との間をほぼ水平方向に延びている。複数の油路６１～６９は、シリンダヘッド４内で第３連通路５３から分岐している。
　オイルポンプ３６は、ハウジング３６１と、駆動軸３６２と、ポンプ要素と、カムリング３６６と、スプリング３６７と、リング部材３６８とを有している。
　ハウジング３６１は、一端側が開口するように形成され、且つ内部が断面円形状の空間からなるポンプ収容室を有するポンプボディと該ポンプボディの上記一端側の開口を閉塞するカバー部材とから構成される。駆動軸３６２は、ハウジング３６１に回転自在に支持され、ポンプ収容室のほぼ中心部を貫通し、且つクランク軸９によって回転駆動される。ポンプ要素は、ポンプ収容室内に回転自在に収容されて中心部が駆動軸３６２に結合されたロータ３６３及び該ロータ３６３の外周部に放射状に切欠き形成された複数のスリット内にそれぞれ出没自在に収容されたべーン３６４から構成される。カムリング３６６は、ポンプ要素の外周側にロータ３６３の回転中心に対して偏心可能に配置され、ロータ３６３及び相隣接するベーン３６４と共に複数の作動油室であるポンプ室３６５を画成する。スプリング３６７は、ポンプボディ内に収容され、ロータ３６３の回転中心に対するカムリング３６６の偏心量が増大する側へ、カムリング３６６を常時付勢する付勢部材である。リング部材３６８は、ロータ３６３の内周側の両側部に摺動自在に配置され、ロータ３６３よりも小径の一対のリング状部材である。
　また、ハウジング３６１は、内部のポンプ室３６５にオイルを供給する吸入口３６１ａと、ポンプ室３６５からオイルを吐出する吐出口３６１ｂとを有している。ハウジング３６１の内部には、該ハウジング３６１の内周面とカムリング３６６の外周面とによって画成された圧力室３６９が形成されており、該圧力室３６９にはそれに開口する導入孔３６９ａが設けられている。
　このように、オイルポンプ３６は、導入孔３６９ａから圧力室３６９にオイルを導入することにより、カムリング３６６が支点３６１ｃに対して揺動して、ロータ３６３がカムリング３６６に対して相対的に偏心し、該オイルポンプ３６の吐出容量が変化するように構成されている。
　オイルポンプ３６の吸入口３６１ａには、オイルパン６に臨むオイルストレーナ３９が接続されている。オイルポンプ３６の吐出口３６１ｂと連通する第１連通路５１には、上流側から下流側に順に、オイルフィルタ３７及びオイルクーラ３８が配置されている。オイルパン６内に貯留されたオイルは、オイルポンプ３６により、オイルストレーナ３９を通して汲み上げられ、その後、オイルフィルタ３７で濾過され、且つオイルクーラ３８で冷却された後、シリンダブロック５内のメインギャラリ５４に導入される。
　メインギャラリ５４は、上述した、４つのピストン８の背面側に冷却用オイルを噴射するためのオイルジェット２８と、クランク軸９を回動自在に支持する５つのメインジャーナルに配置されたメタルベアリングのオイル供給部４１と、４つのコネクティングロッドを回転自在に連結する、クランク軸９のクランクピンに配置されたメタルベアリングのオイル供給部４２とに接続されている。メインギャラリ５４には、オイルが常時供給される。
　メインギャラリ５４上の分岐点５４ｃの下流側には、油圧式チェーンテンショナにオイルを供給するオイル供給部４３と、リニアソレノイド弁４９を介してオイルポンプ３６の圧力室３６９に、導入孔３６９ａからオイルを供給する油路４０とが接続されている。
　排気弁側のオイル供給系を説明する。第３連通路５３の分岐点５３ａから分岐する油路６８は、排気ＶＶＴ３３の油圧制御弁３５と接続されている。分岐点５３ａから分岐する油路６４は、オイル供給部４５（図１０の白抜き三角△を参照。）と、ＨＬＡ２４（図１０の黒三角▲を参照。）と、弁停止機構付きＨＬＡ２５（図１０の白抜き楕円を参照。）とに接続されている。オイル供給部４５は、排気側のカム軸１９のカムジャーナルにオイルを供給する。油路６４には、オイルが常時供給される。さらに、油路６４の分岐点６４ａから分岐する油路６６は、排気側のスイングアーム２１に潤滑用オイルを供給するオイルシャワー３０と接続されており、該油路６６にもオイルが常時供給される。
　次に吸気弁側のオイル供給系を説明する。第３連通路５３の分岐点５３ｃから分岐する油路６７は、吸気側油圧制御弁３４に接続されている。この吸気側油圧制御弁３４の制御により、進角側油路２１１及び遅角側油路２１２を介して、吸気ＶＶＴ３２の進角室２０７及び遅角室２０８にオイルがそれぞれ供給される。この油路６７には、該油路６７の油圧を検出する油圧センサ７０が配設されている。また、分岐点５３ｄから分岐する油路６３は、吸気カム軸１８のカムジャーナルのオイル供給部４４（図１０の白抜き三角△を参照）と、ＨＬＡ２４（図１０の黒三角▲を参照）と、弁停止機構付きＨＬＡ２５（図１０の白抜き楕円を参照）と、燃料ポンプ８１と、バキュームポンプ８２とに接続されている。バキュームポンプ８２は、カム軸１８により駆動され、ブレーキマスタシリンダの圧力を確保する。さらに、油路６３の分岐点６３ａから分岐する油路６５は、吸気側のスイングアーム２０に潤滑用オイルを供給するオイルシャワー２９に接続されている。
　第３連通路５３の分岐点５３ｃから分岐する油路６９には、オイルの流れる方向を上流側から下流側への一方向のみに規制する逆止弁４８が配設されている。この油路６９は、逆止弁４８の下流側の分岐点６９ａで、弁停止機構付きＨＬＡ２５用の装着穴２６，２７に連通する上記２つの油路６１，６２に分岐する。油路６１，６２は、吸気側第２方向切替弁４６及び排気側第２方向切替弁４７を介して、吸気側及び排気側の弁停止機構付きＨＬＡ２５の弁停止機構２５ｂにそれぞれ接続されている。吸気側及び排気側第２方向切替弁４６，４７を制御することで各弁停止機構２５ｂにオイルが供給されるように構成されている。
  クランク軸９を回転自在に支持するメタルベアリングや、ピストン８、カム軸１８，１９等に供給された潤滑用及び冷却用のオイルは、冷却や潤滑を終えた後、図示しないドレイン油路を通ってオイルパン６内に滴下し、オイルポンプ３６により再び環流される。
　（制御系）
　エンジン２の作動は、コントローラ１００によって制御される。コントローラ１００には、エンジン２の運転状態を検出する各種センサからの検出情報が入力される。コントローラ１００は、例えば、クランク角センサ７１によりクランク軸９の回転角度を検出し、この検出信号に基づいてエンジン回転速度を検出する。また、アクセルポジションセンサ７２により、エンジン２が搭載された車両の乗員によるアクセルペダルの踏み込み量（アクセル開度）を検出し、これに基づいて要求トルクを算出する。さらに、油圧センサ７０により油路６７の圧力を検出する。また、油圧センサ７０とほぼ同じ位置に設けた油温センサ７３により、油路６７におけるオイルの温度を検出する。なお、油圧センサ７０及び油温センサ７３は、給油路５０におけるいずれの場所に配設してもよい。さらに、カム角センサ７４によって、検出されるＶＶＴ３２，３３の現在の位相角に基づいて、エンジン２の運転状態に応じて設定した目標の位相角になるように、ＶＶＴ３２，３３の油圧制御弁３１，３５が作動される。また、水温センサ７５によって、エンジン２を冷却する冷却水の温度（以下、水温という）を検出する。
　コントローラ１００は、公知のマイクロコンピュータをベースとする制御装置であって、各種センサ（油圧センサ７０、クランク角センサ７１、スロットルポジションセンサ７２、油温センサ７３、カム角センサ７４、及び水温センサ７５等）からの検出信号を入力する信号入力部と、制御に係る演算処理を行う演算部と、制御対象となる装置（油圧制御弁３５，４６，４７、及びリニアソレノイド弁４９等）に制御信号を出力する信号出力部と、制御に必要なプログラム及びデータ（油圧制御マップ及びデューティ比マップ等）を記憶する記憶部とを有している。
　リニアソレノイド弁４９は、エンジン２の運転状態に応じてオイルポンプ３６の吐出量を制御するための流量（吐出量）制御弁である。リニアソレノイド弁４９の開弁時に、オイルポンプ３６の圧力室３６９にオイルが供給されるように構成されている。ここでは、リニアソレノイド弁４９自体の構成は公知であるため説明を省略する。
　コントローラ１００は、リニアソレノイド弁４９に対し、エンジン２の運転状態に応じたデューティ比の制御信号を送信して、該リニアソレノイド弁４９を介して、オイルポンプ３６の圧力室３６９に供給する油圧を制御する。この圧力室３６９の油圧により、カムリング３６６の偏心量を制御してポンプ室３６５の内部容積の変化量を制御することによって、オイルポンプ３６の流量（吐出量）を制御する。すなわち、上記のデューティ比によって、オイルポンプ３６の容量が制御される。
　（ＶＶＴ３２，３３の制御）
　図１１は排気ＶＶＴ３３の制御方法を示すブロック図である。エンジン運転状態（エンジン回転数及び空気充填効率）に対応して設定された排気ＶＶＴ要求進角マップＣ０１から、エンジン運転状態に応じて、排気ＶＶＴ３３の要求進角量が取得される。取得されたマップ要求進角量は、排気ＶＶＴ速度制限要求ブロックＣ０４に入力される。
　一方、ブロックＣ０２において、エンジン油温に基づいて、排気ＶＶＴ３３の作動速度の制限値が取得される。減気筒運転と全気筒運転各々について、別個の油温－速度制限テーブルが予め作成されており、そのテーブルから排気ＶＶＴ３３の作動速度の制限値が取得される。
　各テーブルから取得された速度制限値は、スイッチブロックＣ０３に入力される。スイッチブロックＣ０３には、上記テーブルの速度制限値の他、減気筒運転時には「減気筒判定運転判定」が入力され、全気筒運転時には、弁停止維持のための「速度制限なし」が入力される。そして、減気筒運転時には、減気筒運転用の油温－速度制限テーブルから取得された速度制限値が排気ＶＶＴ速度制限要求ブロックＣ０４に入力される。全気筒運転時には、全気筒運転用の油温－速度制限テーブルから取得された速度制限値が排気ＶＶＴ速度制限要求ブロックＣ０４に入力される。
　排気ＶＶＴ速度制限要求ブロックＣ０４からは、排気ＶＶＴ要求進角量が出力される。この排気ＶＶＴ要求進角量と現時点の排気ＶＶＴ実進角量との差分が算出される。この差分から、進角量の要求値（目標値）と実進角量との偏差が算出されて、進角Ｆ／Ｂ制御ブロックＣ０５に入力される。
　進角Ｆ／Ｂ制御ブロックＣ０５において、入力された進角量の目／実偏差に基づいて、例えばＰＩＤ（Proportional-Integral-Differential）制御法により上記排気ＶＶＴ３３の作動速度の制限値に応じたＯＣＶ駆動デューティ比が求められ、油圧制御弁３５が駆動される。
　図示は省略するが、吸気ＶＶＴ３２の制御方法も、排気ＶＶＴ３３と同様であって、エンジン運転状態（エンジン回転数及び空気充填効率）に対応して設定された吸気ＶＶＴ要求進角マップ、エンジン油温に対応して減気筒運転と全気筒運転各々に設定された油温－速度制限テーブルを用いて、吸気ＶＶＴ３２の作動が制御される。
　（バルブタイミングの変更例）
　図１２はエンジン２が中回転・中負荷運転状態から低回転・低負荷運転状態に移行するときの、上記ＶＶＴ要求進角マップに基づいて設定される吸排気弁１４，１５の開閉タイミングの変化を示す。同図の細実線は移行前の開閉タイミングを示し、太実線は移行後の開閉タイミングを示す。これは、吸排気弁１４，１５の開閉タイミングを進角させて、バルブオーバーラップ量が大きい運転状態から小さい運転状態へ移行するケースである。
　上述の如く、吸気ＶＶＴ３２の進角室２０７の数は「４」、遅角室２０８の数は「３」であり、一方、排気ＶＶＴ３３の進角室２０７の数は「３」、遅角室２０８の数は「４」である。すなわち、吸気ＶＶＴ３２は排気ＶＶＴ３３よりも進角室２０７の数が多い。そのため、ＶＶＴ３２，３３に加わる油圧が同じであるとき、吸気弁１４の開閉タイミングの進角速度が排気弁１５の開閉タイミングの進角速度よりも速くなる。
　従って、ＶＶＴ３２，３３を同時に作動させたとき、図１２に示すように、排気弁１５の開閉タイミングが同図の細実線位置から例えば同図の破線位置まで少ししか進角していないときに、吸気弁１４の開閉タイミングは同図の細実線位置から太実線位置まで大きく進角する。これにより、バルブオーバーラップ量が大きい状態から小さい状態に切り換わる過渡期において、バルブオーバーラップ量が比較的大きい状態が暫時継続することになる（バルブオーバーラップ量を一時的に増大させることもできる。）。よって、当該過渡期にポンピングロスの増大を抑えて燃費を向上させることができる。
　図１３はエンジン２が低回転・低負荷運転状態から中回転・中負荷運転状態に移行するときの、上記ＶＶＴ要求進角マップに基づいて設定される吸排気弁１４，１５の開閉タイミングの変化を示す。同図の細実線は移行前の開閉タイミングを示し、太実線は移行後の開閉タイミングを示す。これは、吸排気弁１４，１５の開閉タイミングを遅角させて、バルブオーバーラップ量が小さい運転状態から大きい運転状態へ移行するケースである。
　上述の如く、排気ＶＶＴ３３は吸気ＶＶＴ３２よりも遅角室２０８の数が多いため、ＶＶＴ３２，３３に加わる油圧が同じであるとき、排気弁１５の開閉タイミングの遅角速度が吸気弁１４の開閉タイミングの遅角速度よりも速い。
　従って、ＶＶＴ３２，３３を同時に作動させたとき、図１３に示すように、吸気弁１４の開閉タイミングが同図の細実線位置から例えば同図の鎖線位置まで少ししか遅角していないときに、排気弁１５の開閉タイミングは同図の細実線位置から破線位置まで大きく遅角する。これにより、バルブオーバーラップ量が小さい状態から大きい状態に切り換わる過渡期において、バルブオーバーラップ量が速やかに増大することになる。よって、ポンピングロスを低減させて燃費を向上させることができる。
　以上のように、吸気ＶＶＴ３２及び排気ＶＶＴ３３が利用可能な油圧が制限され、該ＶＶＴ３２，３３の作動速度が制限されるなかでも、開閉タイミングの進角又は遅角によってバルブオーバーラップ量が変更される過渡期のポンピングロスを少なくすることができ、燃費の向上に有利になる。
　また、上記実施形態では、排気ＶＶＴ３３では進角室数が遅角室数よりも少ないが、吸気ＶＶＴ３２では進角室数の方が遅角室数よりも多いから、吸気カム軸１８は排気カム軸１９に比べて進角方向の回転負荷に余裕がある。このことを利用して、当該実施形態では、燃料ポンプ１０５を吸気カム軸１８によってカム駆動するようにしている。従って、吸気弁１４の開閉や開閉タイミングの変更に支障を来すことなく、燃料ポンプ１０５を安定して作動させることが容易になる。また、燃料ポンプ１０５をエンジン２の吸気側に配置し易くなるから、安全面でも有利になる。
　上記実施形態では、吸気ＶＶＴ３２の進角室数を遅角室数よりも多くし、排気ＶＶＴ３３の遅角室数を進角室数よりも多くしたが、吸気ＶＶＴ３２の進角室数を遅角室数よりも多くするときは、排気ＶＶＴ３３の遅角室と進角室を同数にしてもよく、また、排気ＶＶＴ３３の遅角室数を進角室数よりも多くするときは、吸気ＶＶＴ３２の進角室と遅角室を同数にしてもよい。
１　　　オイル供給装置
２　　　エンジン
８　　　ピストン
１４　　吸気弁
１５　　排気弁
１８　　吸気カム軸
１９　　排気カム軸
２５　　弁停止機構付ＨＬＡ
２５ａ　ピボット機構
２５ｂ　弁停止機構
２８　　オイルジェット
３２　　吸気ＶＶＴ
３３　　排気ＶＶＴ
３４　　油圧制御弁
３５　　油圧制御弁
３６　　オイルポンプ
２０７　進角室
２０８　遅角室

Claims (3)

  1. 　吸気カム軸のクランク軸に対する位相角を変える可変バルブタイミング機構である吸気ＶＶＴと、排気カム軸の上記クランク軸に対する位相角を変える可変バルブタイミング機構である排気ＶＶＴとを備え、
    　上記吸気ＶＶＴ及び上記排気ＶＶＴ各々は、上記クランク軸と連動して回転するハウジングと各々のカム軸と一体に回転するベーン体とにより区画され、油圧の供給により上記位相角を進角方向に変えるための進角室と、上記位相角を遅角方向に変えるための遅角室とを有する油圧作動式のＶＶＴであるエンジンにおいて、
    　上記吸気ＶＶＴは、上記進角室の数が上記遅角室の数と同じかそれよりも多く、上記排気ＶＶＴは、上記遅角室の数が上記進角室の数よりも多いことを、又は、
    　上記吸気ＶＶＴは、上記進角室の数が上記遅角室の数よりも多く、上記排気ＶＶＴは、上記遅角室の数が上記進角室の数と同じかそれよりも多いことを特徴とする可変バルブタイミング機構付エンジン。
     
    　吸気弁の開弁期間と排気弁の開弁期間が重なるオーバーラップ期間
  2. 　請求項１において、
    　上記吸気ＶＶＴのハウジングと上記排気ＶＶＴのハウジングとを上記クランク軸によって互いに逆方向に回転するように駆動する伝動手段を備え、
    　上記吸気ＶＶＴの進角室の数と上記排気ＶＶＴの遅角室の数が同数であり、上記吸気ＶＶＴの遅角室の数と上記排気ＶＶＴの進角室の数が同数であることを特徴とする可変バルブタイミング機構付エンジン。
  3. 　請求項１又は請求項２において、
    　エンジン補機として、上記エンジンの燃焼室に燃料を供給する高圧燃料ポンプを備え、
    　上記吸気ＶＶＴは、上記進角室の数が上記遅角室の数よりも多くなっており、
    　上記吸気カム軸に上記燃料ポンプを駆動するカム部が設けられていることを特徴とする可変バルブタイミング機構付エンジン。
PCT/JP2016/082149 2016-10-28 2016-10-28 可変バルブタイミング機構付エンジン WO2018078816A1 (ja)

Priority Applications (5)

Application Number Priority Date Filing Date Title
EP16919871.0A EP3511538B1 (en) 2016-10-28 2016-10-28 Engine with variable valve timing mechanism
CN201680090105.8A CN109844269A (zh) 2016-10-28 2016-10-28 带可变气门正时机构的发动机
JP2018547046A JP6787405B2 (ja) 2016-10-28 2016-10-28 可変バルブタイミング機構付エンジン
PCT/JP2016/082149 WO2018078816A1 (ja) 2016-10-28 2016-10-28 可変バルブタイミング機構付エンジン
US16/344,547 US10787938B2 (en) 2016-10-28 2016-10-28 Engine with variable valve timing mechanism

Applications Claiming Priority (1)

Application Number Priority Date Filing Date Title
PCT/JP2016/082149 WO2018078816A1 (ja) 2016-10-28 2016-10-28 可変バルブタイミング機構付エンジン

Publications (1)

Publication Number Publication Date
WO2018078816A1 true WO2018078816A1 (ja) 2018-05-03

Family

ID=62024479

Family Applications (1)

Application Number Title Priority Date Filing Date
PCT/JP2016/082149 WO2018078816A1 (ja) 2016-10-28 2016-10-28 可変バルブタイミング機構付エンジン

Country Status (5)

Country Link
US (1) US10787938B2 (ja)
EP (1) EP3511538B1 (ja)
JP (1) JP6787405B2 (ja)
CN (1) CN109844269A (ja)
WO (1) WO2018078816A1 (ja)

Families Citing this family (5)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
DE102017126750A1 (de) * 2017-11-14 2019-05-16 Schwäbische Hüttenwerke Automotive GmbH Pumpvorrichtung
IT201900016271A1 (it) * 2019-09-13 2021-03-13 Piaggio & C Spa Motore a combustione con dispositivo di variazione della fase delle valvole di un albero a camme
JP7306312B2 (ja) * 2020-04-17 2023-07-11 株式会社デンソー 作動油制御弁及びバルブタイミング調整装置
JP2023028387A (ja) * 2021-08-19 2023-03-03 スズキ株式会社 内燃機関の油路構造
JP2023028385A (ja) * 2021-08-19 2023-03-03 スズキ株式会社 内燃機関の油路構造

Citations (4)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
JP2007023953A (ja) * 2005-07-20 2007-02-01 Denso Corp バルブタイミング調整装置
JP2007239693A (ja) * 2006-03-10 2007-09-20 Denso Corp バルブタイミング調整装置
JP2010169009A (ja) * 2009-01-23 2010-08-05 Aisin Seiki Co Ltd 弁開閉時期制御装置
JP2013217198A (ja) * 2012-04-04 2013-10-24 Toyota Motor Corp 可変動弁装置

Family Cites Families (6)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
JP2003161129A (ja) * 2001-11-26 2003-06-06 Mazda Motor Corp エンジンのバルブタイミング制御装置
US7246583B2 (en) * 2005-09-29 2007-07-24 Gm Global Technology Operations, Inc. Method and apparatus for diagnosing valve lifter malfunction in a lift on demand system
JP2008069651A (ja) * 2006-09-12 2008-03-27 Denso Corp バルブタイミング調整装置
JP5900533B2 (ja) * 2013-08-22 2016-04-06 株式会社デンソー バルブタイミング調整装置
JP6160539B2 (ja) 2014-03-31 2017-07-12 マツダ株式会社 エンジンの制御装置
JP6287898B2 (ja) * 2015-03-10 2018-03-07 マツダ株式会社 エンジンの可変バルブタイミング装置

Patent Citations (4)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
JP2007023953A (ja) * 2005-07-20 2007-02-01 Denso Corp バルブタイミング調整装置
JP2007239693A (ja) * 2006-03-10 2007-09-20 Denso Corp バルブタイミング調整装置
JP2010169009A (ja) * 2009-01-23 2010-08-05 Aisin Seiki Co Ltd 弁開閉時期制御装置
JP2013217198A (ja) * 2012-04-04 2013-10-24 Toyota Motor Corp 可変動弁装置

Non-Patent Citations (1)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Title
See also references of EP3511538A4 *

Also Published As

Publication number Publication date
EP3511538A4 (en) 2019-09-04
JP6787405B2 (ja) 2020-11-18
JPWO2018078816A1 (ja) 2019-07-18
US10787938B2 (en) 2020-09-29
US20190284969A1 (en) 2019-09-19
EP3511538A1 (en) 2019-07-17
CN109844269A (zh) 2019-06-04
EP3511538B1 (en) 2021-03-31

Similar Documents

Publication Publication Date Title
JP6163831B2 (ja) エンジンのオイル供給装置
WO2018078816A1 (ja) 可変バルブタイミング機構付エンジン
JP6052205B2 (ja) エンジンのバルブタイミング制御装置
JP6156297B2 (ja) エンジンのオイル供給装置
JP6308251B2 (ja) エンジンのオイル供給装置
JP6213064B2 (ja) エンジンの制御装置
JP6160539B2 (ja) エンジンの制御装置
JP5966999B2 (ja) 多気筒エンジンの制御装置
JP2015194131A (ja) エンジンの制御装置
JP6094430B2 (ja) エンジンの制御装置
JP6123726B2 (ja) エンジンの制御装置
WO2018078815A1 (ja) 可変バルブタイミング機構付きエンジンの制御装置
JP6020307B2 (ja) 多気筒エンジンの制御装置
JP6350635B2 (ja) 可変バルブタイミング機構付エンジンの制御装置
JP6146341B2 (ja) エンジンのバルブタイミング制御装置
JP6315062B1 (ja) 可変バルブタイミング機構付きエンジンの制御装置
JP6315061B1 (ja) 可変バルブタイミング機構付き自動車用エンジン
JP2017180240A (ja) 可変容量型オイルポンプの制御装置
JP6149761B2 (ja) エンジンのバルブタイミング制御装置
JP6350476B2 (ja) エンジンのオイル供給装置

Legal Events

Date Code Title Description
121 Ep: the epo has been informed by wipo that ep was designated in this application

Ref document number: 16919871

Country of ref document: EP

Kind code of ref document: A1

ENP Entry into the national phase

Ref document number: 2018547046

Country of ref document: JP

Kind code of ref document: A

NENP Non-entry into the national phase

Ref country code: DE

ENP Entry into the national phase

Ref document number: 2016919871

Country of ref document: EP

Effective date: 20190412